Nghiên cứu mô phỏng số bôi trơn thủy động ổ đầu to thanh truyền của động đốt trong

LỜI CAM ĐOAN Tôi xin cam đoan công trình riêng tơi hướng dẫn khoa học TS Trần Thị Thanh Hải TS Nguyễn Tiến Lưỡng Các kết nêu luận án trung thực chưa cơng bố bất trì cơng trình, luận án khác Hà Nội, ngày 12 tháng 10 năm 2018 Tác giả luận án Thay mặt Tập thể người hướng dẫn TS Trần Thị Thanh Hải Nguyễn Đình Tân i LỜI CẢM ƠN Đầu tiên tơi xin bày tỏ long biết ơn chân thành sâu sắc tới tập thể Thầy hướng dẫn khoa học TS Trần Thị Thanh Hải TS Nguyễn Tiến Lưỡng Các thầy cô gợi mở cho tơi ý tưởng khoa học, ln tận tình hướng dẫn suốt thời gian thực luận án Đồng thời xin cảm ơn đến thầy cô, anh chị em môn Máy & Ma sát học – Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội, nhiệt tình có góp ý xây dựng để tơi hồn thành luận án Tơi xin trân trọng cảm ơn tới Ban giám hiệu, Viện đào tạo sau đại học, Viện Cơ khí – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội tạo điều kiện thuận lợi cho tơi q trình học tập nghiên cứu từ năm 2011 đến Qua đây, xin cảm ơn đến Giáo sư Aurélian FATU thầy cô, anh em Viện PPRIME • UPR 3346, Trường Đại học Poitiers, Cộng hòa Pháp giúp đỡ bảo trang thiết bị thực nghiệm, kỹ thuật phân tích thời gian nghiên cứu thực nghiệm khuôn khổ luận án để tơi hồn thành luận án Tơi xin chân thành cảm ơn thầy cô giáo, anh chị em đồng nghiệp trường Cao đẳng Điện tử - Điện lạnh Hà Nội tạo điều kiện, giúp đỡ động viên để tơi hồn thành luận án Cuối cùng, xin chân thành cảm ơn gia đình, người thân ln động viên tinh thần, thời gian vật chất để tơi có động lực trình học tập nghiên cứu để hồn thành luận án Hà Nội, tháng 10 năm 2018 Tác giả Nguyễn Đình Tân ii MỤC LỤC LỜI CAM ĐOAN i LỜI CẢM ƠN ii MỤC LỤC iii DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT vi DANH MỤC HÌNH VẼ viii DANH MỤC BẢNG BIỂU .viii MỞ ĐẦU 1 Lý chọn đề tài Mục tiêu nghiên cứu Đối tượng phạm vi nghiên cứu Phương pháp nghiên cứu Nội dung nghiên cứu Ý nghĩa khoa học đề tài Ý nghĩa thực tiễn đề tài Các kết Chương 1: TỔNG QUAN 1.1 Ổ đầu to truyền 1.1.1 Khái niệm 1.1.2 Các Hiện tượng, nguyên nhân hư hỏng 1.1.3 Khe hở bán kính 1.1.4 Khe hở dọc 1.2 Những vấn đề công nghệ thiết kế sơ ổ đỡ bôi trơn thủy động 1.2.1 Xác định chiều dày màng dầu 1.2.2 Chọn ổ theo khe hở 1.2.3 Xác định chế độ bôi trơn 1.3 Tổng quan tình hình nghiên cứu 1.3.1 Trên giới 1.3.1.1 Nghiên cứu mô số bôi trơn ổ đầu to truyền 1.3.1.2 Nghiên cứu thực nghiệm ổ đầu to truyền 16 1.3.2 Trong nước 19 1.4 Kết luận 21 Chương 2: LÝ THUYẾT BÔI TRƠN THỦY ĐỘNG 22 2.1 Phương trình Reynolds tổng quát 22 2.2 Phương trình Reynolds cho ổ đỡ thuỷ động 25 2.2.1 Chiều dày màng dầu 25 iii 2.2.2 Phương trình Reynolds 27 2.2.3 Hiện tượng xâm thực 29 2.2.3.1 Nguyên nhân 29 2.2.3.2 Mơ hình hóa tượng xâm thực 30 2.2.4 Điều kiện biên Reynolds 31 2.2.5 Áp dụng điều kiên biên Reynolds cho ổ đỡ thủy động 31 2.3 Phương trình cân tải 32 2.4 Kết luận 33 Chương 3: MÔ PHỎNG SỐ BÔI TRƠN Ổ ĐẦU TO THANH TRUYỀN ĐỘNG CƠ 5S-FE 34 3.1 Mơ hình hóa bơi trơn ổ đầu to truyền 34 3.1.1 Bài toán 34 3.1.1.1 Rời rạc miền khai triển ổ 35 3.1.1.2 Hàm nội suy hàm trọng số 35 3.1.1.3 Phép biến đổi tọa độ 36 3.1.1.4 Tích phân Gauss 37 3.1.1.5 Tính đạo hàm phụ thuộc thời gian 38 3.1.2 Bài toán 39 3.1.3 Giải hệ phương trình cân tải phương pháp lặp Newton-Raphson 40 3.2 Thuật toán 41 3.3 Ổ đầu to truyền động xăng 5S-FE 44 3.3.1 Thanh truyền động 5S-FE 44 3.3.2 Đo đường kính trung bình ổ đầu to truyền động 5S-FE 46 3.3.2.1 Mục đích 46 3.3.2.2 Giới thiệu thiết bị đo 46 3.3.2.3 Tiến trình đo 47 3.3.3 Kết thực nghiệm 47 3.3.4 Tải tác dụng lên ổ đầu to truyền động 5S-FE 49 3.4 Kết mô số 50 3.4.1 Áp suât màng dầu 50 3.4.2 Chiều dày màng dầu 55 3.4.3 Độ lệch tâm trục – bạc 56 3.5.Kết luận 58 iv Chương 4: SO SÁNH KẾT QUẢ CỦA CHƯƠNG TRÌNH MƠ PHỎNG SỐ VỚI PHẦN MỀM ACCEL 59 4.1 Tính tốn số bơi trơn ổ đầu to truyền động 5S-FE phần mềm tính tốn ACCEL 59 4.1.1 Mục đích tính tốn 59 4.1.2 Tiến trình tính toán 59 4.2 So sánh kết mô số kết phần mềm ACCEL 60 4.2.1 Áp suất màng dầu 60 4.2.2 Chiều dày màng dầu 61 4.2.3 Độ lệch tâm trục – bạc 62 4.3 Kết luận 62 KẾT LUẬN CHUNG VÀ KIẾN NGHỊ 63 Kết luận chung 63 Kiến nghị 64 TÀI LIỆU THAM KHẢO 66 DANH MỤC CÁC CƠNG TRÌNH ĐÃ CƠNG BỐ CỦA LUẬN ÁN 72 v DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT Kí hiệu Diễn giải e Độ lệch tâm tâm bạc so với tâm trục εx Độ lệch tâm tương đối tâm bạc so với tâm trục theo phương x εy Độ lệch tâm tương đối tâm bạc so với tâm trục theo phương y ρ Khối lượng riêng dầu bôi trơn ρ0 Khối lượng riêng hỗn hợp bôi trơn dầu – khí µ Độ nhớt động lực học dầu bơi trơn ω Vận tốc góc trục khuỷu d khoảng cách từ lỗ dầu đến tâm trục khuỷu C Khe hở bán kính (mm) D Đường kính ổ (mm) R Bán kính ổ (mm) L Chiều dài ổ Λ Hệ số xác định chế độ bôi trơn cho ổ Rq Sai lệch hình học trung bình bề mặt Ra Sai lệch số học trung bình h Chiều dày màng dầu hmin Chiều dày màng dầu nhỏ u, v, w Vận tốc dầu bôi trơn theo phương x, y, z U1,V1,W1,U2, V2,W2 Vận tốc bề mặt bề mặt theo phương x, y, z P Áp suất thủy động dầu bôi trơn ∆P Sai lệch áp suất Pmax Áp suất thủy động lớn dầu bôi trơn σ Ứng suất tiếp tuyến bề mặt W Hàm trọng lượng F Biến trạng thái Fx; Fy Tải trọng tác dụng lên ổ r Chiều dày lớp hỗn hợp bôi trơn dầu - khí Ω Miền khai triển ổ Ω + Điểm màng dầu bắt đầu gián đoạn Ω - Điểm màng dầu bắt đầu hồi phục t Thời gian ∆t Bước thời gian vi J Ma trận Jacobi EHD Elastohydrodynamic THD ThermoHydrodynamic TEHD Thermo ElastoHydroDynamic vii DANH MỤC HÌNH VẼ Hình 1.1 Các phận truyền Hình 1.2 Một số hư hỏng thường gặp ổ đầu to truyền Hình 1.3 Màng dầu bôi trơn ổ đỡ truyền Hình 1.4 Chiều dày màng dầu nhỏ chấp nhận Hình 1.5 Lựa chọn ổ theo khe hở bán kính Hình 1.6 Mơ hình rời rạc ổ đầu to truyền 12 Hình 1.7 Ứng suất truyền chịu tác dụng lực siết bu-lông 12 Hình 1.8 Biến dạng ổ đầu to truyền chịu siết bu-lông 13 Hình 1.9 Hình dạng ban đầu bạc lót lực xiết bu lơng 13 Hình 1.10 Hình dạng bạc lót chu kỳ hoạt động 13 Hình 1.11 Mơ hình ổ đầu to truyền 14 Hình 1.12 Sự dịch chuyển bạc lót ổ đầu to truyền 15 Hình 1.13 (a) Tiếp xúc tròn xoay (b) Mơ hình ổ đầu to truyền 15 Hình 1.14 Thanh truyền hệ thống đo đặc tính bơi trơn đầu to 16 Hình 1.15 Băng thử để khảo sát bôi trơn ổ đầu đo truyền 17 Hình 1.16 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ đầu to truyền 17 Hình 1.17 Ứng suất truyền 18 Hình 1.18 Trượt tương đối bạc lót ổ 18 Hình 1.20 Thiết bị thực nghiệm 19 Hình 1.19 Thiết bị nghiên cứu bôi trơn ổ đầu to truyền Pierre-Eugene 19 Hình 2.1 Hệ tọa độ 23 Hình 2.2 Mặt cắt ổ đỡ 26 Hình 2.3 Hệ tọa độ xác định chiều dày màng dầu 27 Hình 2.4 Miền khai triển ổ 28 Hình 2.5 Hiện tượng xâm thực màng dầu xảy ổ đỡ 29 Hình 2.6 Vùng khai triển màng dầu 30 Hình 2.7 Phân bố áp suất tiết diện ổ theo phương dọc trục 32 Hình 2.8 Sơ đồ cân lực tác dụng lên truyền 32 Hình 3.1 Rời rạc miền khai triển ổ 35 Hình 3.2 Phép biến đổi hệ tọa độ 36 Hình 3.3 Các điểm Gauss 37 Hình 3.4 Lưu đồ thuật tốn chương trình 42 Hình 3.5 Lưu đồ thuật tốn chương trình xử lý liệu đầu vào 43 viii Hình 3.6 Lưu đồ thuật tốn chương trình giải toán 43 Hình 3.7 Lưu đồ thuật tốn chương trình giải toán 44 Hình 3.8 Thanh truyền động 5S-FE 45 Hình 3.9 Hình ảnh tổng thể máy TALYRON 365 46 Hình 3.10 Hình ảnh chụp hình phần mềm làm việc 46 Hình 3.11 Ổ đỡ, trục mẫu kèm theo máy Talyron 365 47 Hình 3.12 Đo đường kính ổ đầu to truyền 47 Hình 3.13 Kết đo đường kính ổ đầu to truyền 25Nm+300 48 Hình 3.14 Kết đo đường kính ổ đầu to truyền 25Nm+300 tiết diện 48 Hình 3.15 Trung tâm điều khiển băng thử MEGAPASCALE 49 Hình 3.16 Tải tác dụng lên ổ đầu to truyền động 5S-FE 49 Hình 3.17 Chia lưới ổ đầu to truyền 50 Hình 3.18 Phân bố áp suất theo phương chu vi 3700 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 50 Hình 3.19 Phân bố áp suất theo phương chiều dài 3700 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 51 Hình 3.20 Phân bố áp suất góc 3700 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 51 Hình 3.21 Phân bố áp suất tiết diện ổ theo phương chu vi góc 200, 3200, 3500, 3700 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 52 Hình 3.22 Vị trí mòn nửa bạc lót tượng xâm thực 52 Hình 3.23 Phân bố áp suất góc 200 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 53 Hình 3.24 Phân bố áp suất góc 7000 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 53 Hình 3.25 Phân bố áp suất góc 3200 trục khuỷu khe hở bán kính C = 24µm 54 Hình 3.26 Phân bố áp suất tiết diện ổ theo phương chu vi góc 3700 trục khuỷu với C = 24µm, C = 38µm, C = 55µm, C = 69µm 54 Hình 3.27 Áp suất màng dầu lớn C = 24µm, C = 38µm, C = 55µm, C = 69µm 55 Hình 3.28 Chiều dầy màng dầu nhỏ hmin, áp suất màng dầu lớn pmax theo góc quay trục khuỷu với C = 24µm 56 Hình 3.29 Độ lệch tâm tương đối truyền trục khe hở bán kính C = 24µm 57 Hình 3.30 Độ lệch tâm tương đối truyền trục thay đổi khe hở bán kính 57 Hình 4.1 Giao diện hình tính tốn phần mềm ACCEL 59 Hình 4.2 Áp suất lớn pmax theo góc quay trục khuỷu 60 Hình 4.3 Chiều dày màng dầu nhỏ hmin theo góc quay trục khuỷu 61 Hình 4.4 So sánh độ lệch tâm tương đối tính tốn tính ACCEL khe hở bán kính C=24µm 62 ix DANH MỤC BẢNG BIỂU Bảng 2.1 Thông số ổ đỡ 31 Bảng 3.1 Tọa độ trọng số điểm Gauss 38 Bảng 3.2 Thành phần tính chất lý hợp kim chịu mòn 45 Bảng 3.3 Đường kính ổ đầu to truyền theo siết bu-lông truyền 49 Bảng 4.1 Sai lệch áp suất lớn pmax từ kết mô từ phần mềm ACCEL 60 Bảng 4.2 Sai lệch chiều dày màng dầu nhỏ hmin từ kết mô từ phần mềm ACCEL 61 x Hình 3.30 biểu diễn quỹ đạo tâm trục quanh tâm truyền khe hở bán kính khác Khi tăng khe hở bán kính quỹ đạo tâm trục có dạng tương đồng nhau, nhiên có xu hướng dịch chuyển phía có ɛx≈1: εx,370o = 0.8200, εy,370o = 0.3304 3.5.Kết luận Trong chương luận án nghiên cứu vấn đề để tiến hành xây dựng thành cơng chương trình tính tốn số đặc tính bơi trơn thủy động ổ đầu to truyền Bao gồm vấn đề sau - Xây dựng mơ hình tính tốn bơi trơn thủy động cho ổ đầu to truyền thuật tốn để giải tốn - Lập trình ngơn ngữ Fortran 95 Các kết trình bày bao gồm Các kết thực nghiệm gồm khe hở bán kính ổ đầu to truyền sơ đồ tải tác dụng lên truyền động 5S-FE Các kết thông số đầu vào tính tốn mơ áp suất, chiều dày màng dầu bôi trơn độ lệch tâm ổ đầu to truyền Kết đo bán kính ổ đầu to truyền cho thấy bán kính ổ tăng thay đổi lực vặn vít từ 25Nm tới 25Nm+30o, 25Nm+60o, 25Nm+90o, dẫn tới khe hở bán kính tăng tương ứng từ C = 24µm tới C = 38µm, C = 55µm, C = 69µm Theo chu kỳ làm việc hút-nén-nổ-xả, phân bố áp suất màng dầu ổ đầu to truyền dịch chuyển theo góc quay trục khuỷu, chủ yếu tập trung phần phía sau ổ theo chiều quay Càng gần với kỳ nổ đỉnh phân bố nhọn, cao so với vùng khác Phân bố đạt cực đại vị trí xảy kỳ nổ (khoảng 370o) với pmax,370o(nổ) = 57.7 MPa, pmax,350o(nén) = 26.6 MPa, pmax,20o(hút) = 11.4 MPa Tại điểm xảy kỳ nổ, phần chân phân bố áp suất biến thiên nhỏ, nhiên đỉnh phân bố cao p279o = 57.7 MPa, p234o = 7.4 MPa, phần chịu lực theo phương chu vi ổ tập trung từ 2430 đến 2970 Tại nửa đầu kỳ hút nửa cuối kỳ xả, lực tác dụng Fx nhỏ, phân bố áp suất màng dầu ổ đầu to truyền chia hai đầu ổ, nhiên chủ yếu tập trung nửa trước Khi tăng khe hở hướng kính đỉnh phân bố áp suất tăng, phía chân phân bố có xu hướng thu nhỏ lại: pmax,C=24µm, 370o = 57.7 MPa, pmax,C=38µm, 370o = 60.5 MPa, pmax,C=55µm, 370o = 63.6 MPa, pmax,C=69µm, 370o = 68.7 MPa Ta thấy khe hở hướng kính tăng từ C = 24µm tới C=69µm tương ứng với siết bu-lơng truyền 25Nm 25Nm+90o áp suất lớn ổ tăng 19,07% Quỹ đạo tâm trục quanh tâm ổ đầu to truyền theo chu kỳ tải đường cong khép kín 0o trục khuỷu, độ lệch tâm tương đối εx,0o = - 0.6656, εy,0o = - 0.3895 thuộc góc phần tư thứ I Sau tâm trục dịch chuyển theo thứ tự góc phần tư I-II-III-II-III-IV tải tác dụng thay đổi 58 Chương 4: SO SÁNH KẾT QUẢ CỦA CHƯƠNG TRÌNH MƠ PHỎNG SỐ VỚI PHẦN MỀM ACCEL 4.1 Tính tốn số bơi trơn ổ đầu to truyền động 5S-FE phần mềm tính tốn ACCEL Phần mềm tính tốn ACCEL phần mềm thương mại dùng để tính tốn đặc tính bơi trơn nhiệt thủy động đàn hồi cho ổ đầu to truyền loại động Đây phần mềm nhà khoa học Viện PPRIME • UPR 3346, Trường Đại học Poitiers, Cộng hòa Pháp xây dựng phát triển từ năm 90 kỷ trước Hiện phần mềm nhà khoa học nghiên cứu để phát triển kết ngày sát với thực tế hoạt động động Hình 4.1 Giao diện hình tính tốn phần mềm ACCEL 4.1.1 Mục đích tính tốn - Xác định đặc tính bơi trơn ổ đầu to truyền động 5S-FE - Là sở để xác định tính đắn chương trình mơ số luận án 4.1.2 Tiến trình tính tốn - Đo vẽ thiết kế truyền động 5S-FE phần mềm Catia - Chia lưới cho truyền tạo thành file có DNS - Tạo ma trận tuân thủ cho truyền 59 - Nhập liệu đầu vào hình tính toán - Nhập file biểu đồ tải trọng tác dụng lên truyền - Chạy chương trình tính tốn - Mở kết thư mục chứa kết (có thể chuyển thành file EXCEL) 4.2 So sánh kết mô số kết phần mềm ACCEL 4.2.1 Áp suất màng dầu Hình 4.2 biểu diễn mối tương quan áp suất lớn Pmax dùng phần mềm ACCEL kết mô phỏng.Ta nhận thấy, khe hở hướng kính tăng dạng đường cong pmax hai kết tương đồng Giá trị pmax từ kết tính, góc quay khác trục khuỷu lớn giá trị thu từ phần mềm ACCEL Giá trị sai lệch lớn điểm xảy nổ (Bảng 4.3) Sự sai lệch áp suất thủy động gây biến dạng đàn hồi bề mặt ma sát, thay đổi hình dạng tiếp xúc Ngồi ra, phần mềm ACCEL tính đến hiệu ứng nhiệt hiệu ứng thực tế khác làm thay đổi chiều dầy màng dầu góp phần làm thay đổi áp suất Bảng 4.1 Sai lệch áp suất lớn pmax từ kết mô từ phần mềm ACCEL C (µm) 24 38 55 69 ∆pmax(MPa) 15,18 18,69 14,76 17,92 Hình 4.2 Áp suất lớn pmax theo góc quay trục khuỷu 60 4.2.2 Chiều dày màng dầu Hình 4.3 biểu diễn chiều dày màng dầu nhỏ theo góc quay trục khuỷu với khe hở bán kính khác C = 24µm, C = 38µm, C = 55µm, C = 69µm từ kết tính tốn kết tính từ phần mềm ACCEL Ta nhận thấy, kết tính tốn so với kết tính phần mềm ACCEL có sai khác hình dạng giá trị Sự sai khác phần mềm ACCEL tính đến ảnh hưởng biến dạng đàn hồi, biến dạng nhiệt, hiệu ứng quán tính, thay đổi độ nhớt theo nhiệt độ…trong chương trình tính tốn tác giả chưa kể đến yếu tố Tại đầu kì hút, cuối kì xả, sườn xuống kỳ nén, giá trị chiều dày màng dầu nhỏ hmin hai kết tương đối gần tải trọng vùng nhỏ Bảng 4.4 chiều dày màng dầu nhỏ giá trị ʌ đánh giá chế độ bôi trơn từ kết mô từ phần mềm ACCEL Từ kết ta nhận thấy khe hở bán kính C = 69 µm giá trị ʌ = 2.6079 < gía trị giới hạn cho chế độ bôi trơn thủy động thủy động đàn hồi Bảng 4.2 Sai lệch chiều dày màng dầu nhỏ hmin từ kết mô C(µm) hmin(µm) hminACCEL (µm) % sai lệch ʌ 24 3.3340 5.5220 39,62 3.4654 từ phần mềm ACCEL 38 55 3.1974 2.9027 5.3106 5.0935 39,79 43,01 3.3327 3.1965 69 2.6925 4.1556 35,21 2.6079 Hình 4.3 Chiều dày màng dầu nhỏ hmin theo góc quay trục khuỷu 61 4.2.3 Độ lệch tâm trục – bạc Hình 4.4 So sánh độ lệch tâm tương đối tính tốn tính ACCEL khe hở bán kính C=24µm Hình 4.4 biểu diễn mối độ lệch tâm ổ đầu to truyền theo chu kỳ làm việc từ kết tính tốn kết tính từ phần mềm ACELL Theo đó, dạng đường cong biểu diễn độ lệch tâm hai kết có tương đồng.Tuy nhiên đường cong độ lệch tâm ACCEL có xu hướng chuyển dịch sang bên trái bị elip hóa Độ lệch tâm trường hợp có giá trị tương đối lớn biến dạng đàn hồi, biến dạng nhiệt có xu hướng làm ovan ổ tạo vị trí có khe hở lớn khe hở bán kính 4.3 Kết luận Khi khe hở bán kính tăng, dạng đường cong pmax từ kết mô từ phần mềm ACCEL tương đồng Giá trị pmax từ kết mơ phỏng, góc quay khác trục khuỷu lớn giá trị thu từ phần mềm ACCEL: ∆pmax,C=24µm = 15,18 MPa, ∆pmax,C=38µm = 18,69 MPa, ∆pmax,C=55µm = 14,76 MPa, ∆pmax,C=69µm = 17,92 MPa Chiều dày màng dầu nhỏ theo góc quay trục khuỷu với khe hở bán kính khác C = 24µm, C = 38µm, C = 55µm, C = 69µm từ kết tính tốn tác giả kết tính từ phần mềm ACCEL có sai khác hình dạng giá trị phần mềm ACCEL có tính đến biến dạng đàn hồi, biến dạng nhiệt số điều kiện thực tế khác Tuy nhiên, đầu kì hút, cuối kì xả, sườn xuống kỳ nén giá trị hmin hai kết tương đối gần Dạng đường cong biểu diễn độ lệch tâm từ kết tính tốn tác giả kết tính từ phần mềm ACCEL có tương đồng Tuy nhiên đường cong độ lệch tâm ACCEL có xu hướng chuyển dịch sang bên trái bị elip hóa, độ lệch tâm trường hợp có giá trị tương đối lớn ổ bị biến dạng 62 KẾT LUẬN CHUNG VÀ KIẾN NGHỊ Kết luận chung Thông qua nghiên cứu lý thuyết thực nghiệm nội dung liên quan để hoàn thành luận án này, tác giả nhận thấy nghiên cứu công nghệ bôi trơn kỹ thuật nói chung động đốt nói riêng vấn đề có ý nghĩa quan trọng định độ tin cậy, tuổi thọ, hiệu suất vận hành thiết bị Từ kết nghiên cứu cho phép nhà chế tạo đánh giá hiệu chỉnh thông số thiết kế cho bề mặt ma sát phù hợp với điều kiện làm việc, môi trường cụ thể nhằm giảm tối đa hỏng hóc, tổn hao cơng suất thiết bị máy móc Trong khuôn khổ luận án, tác giả giới thiệu ổ đầu to truyền động vấn đề công nghệ bôi trơn việc thiết kế ổ đỡ nói chung ổ đầu to truyền nói riêng Tiếp đến tác giả tổng kết kết nghiên cứu, tính tốn có cho ổ đầu to truyền động đốt trong, sau xây dựng mơ hình tính áp suất, chiều dày màng dầu, độ lệch tâm trục bạc từ phương trình Reynolds tổng quát, phương trình chiều dày màng dầu, phương trình cân tải, kết hợp với điều kiện biên Reynolds có tính đến tượng gián đoạn màng dầu Tiếp theo, tác giả tiến hành đo kiểm thông số ổ đường kính trung bình ổ đầu to truyền, đo tải tác dụng lên truyền động 5S-FE Các thông số sử dụng đưa vào phần mềm tính tốn ACCEL phần mềm nhóm nghiên cứu Đại học Poiters, Cộng hòa Pháp viết cho hãng xe để giải tốn bơi trơn cho ổ truyền phần mềm tính tốn tác giả xây dựng để mơ số thơng số đặc tính bơi trơn ổ đầu to truyền động 5S-FE Các nội dung hệ thống, xây dựng cụ thể phần luận án Luận án đạt số kết sau: Đã đưa ảnh hưởng lực siết bu lông tới đặc tính bơi trơn ổ đầu to truyền Theo khuyến cáo nhà sản xuất, lắp ráp truyền vào trục khuỷu siết bu lơng truyền lần 25Nm sau xiết thêm góc 900 Kết cho thấy tăng lực siết bu lông truyền khoảng 25Nm đên 25Nm+900 khe hở bán tăng dần từ C = 24µm tới C = 69µm Xây dựng chương trình tính tốn mơ đặc tính bơi trơn thủy động gồm trường áp suất, chiều dày màng dầu độ lệch tâm trục bạc ổ đầu to truyền động đốt Áp dụng tính tốn đặc tính bơi trơn ổ đầu to truyền động 5S-FE sở biểu đồ tải tác dụng theo chu kỳ quay trục khuỷu băng thử MEGAPASCALE - Phân bố áp suất: Mô trường áp suất, chiều dày màng dầu, độ lệch tâm trục bạc ổ 63 đầu to truyền động xăng 5S-FE theo chu kỳ làm việc hút, nén, nổ, xả Theo chu kỳ làm việc hút-nén-nổ-xả, phân bố áp suất ổ đầu to truyền dịch chuyển theo góc quay trục khuỷu, chủ yếu tập trung phần phía sau ổ theo chiều quay.Trong vùng từ khoảng 1000 - 2100 truyền liên tục có hình thành phá hủy bọt khí tượng xâm thực màng dầu theo chu kỳ dẫn tới phá hủy lớp hợp kim chống mòn gây tượng mòn xâm thực bạc lót Áp suất lớn tăng khoảng 19,07% tăng lực siết bu lông truyền từ 25Nm đên 25Nm+900 - Chiều dày màng dầu Chiều dày màng dầu nhỏ giảm khoảng 19,21% tăng lực siết bu lông truyền từ 25Nm đên 25Nm+900 -Độ lệch tâm trục khuỷu bạc đâu to truyền Quỹ đạo tâm trục khuỷu quanh tâm truyền theo chu kỳ tải đường cong khép kín chuyển động theo thứ tự I-II-III-II-III-IV tải tác dụng thay đổi Khi tăng khe hở bán kính, độ lệch tâm tương đối xảy nổ tiến gần tới - So sánh kết tính tốn với kết tính tốn phần mềm ACCEL Dạng đường cong áp suất lớn pmax độ lệch tâm trục bạc từ kết mô từ phần mềm ACCEL tương đồng, có sai khác giá trị theo chu kỳ tải lớn điểm xảy kỳ nổ Dạng đường cong chiều dầy màng dầu nhỏ hmin hai kết có sai khác, nhiên đầu kì hút, cuối kì xả, sườn xuống kỳ nén giá trị hmin hai kết tương đối gần Các kết thu luận án cho thấy chương trình mơ số bơi trơn ổ đầu to truyền có độ tin cậy để đánh giá bôi trơn ổ đầu to truyền chế độ bôi trơn thủy động -Thông số đánh giá chế độ bôi trơn Giá trị Λ giảm tăng siết bu-lông truyền lực siết bu-lông truyền 25 Nm+60o giá trị Λ = 3,1965 >3 siết bu-lông truyền 25 Nm+900 Λ = 2,6079 < (Λ = giá trị giới hạn chế độ bôi trơn thủy động thủy động đàn hồi) -Khuyến cáo với nhà sản xuất bảo dưỡng sửa chữa Từ kết tác giả khuyến cáo quy trình lắp ráp ổ đầu to truyền siết bu lông truyền lực đến 25Nm+600 Kiến nghị Mơ số đặc tính bôi trơn ổ đầu to truyền động việc khó khăn Để kết mơ gần với thực tế làm việc động cần phải tính tới nhiều hiệu ứng khác hiệu ứng đàn hồi, hiệu ứng nhiệt hiệu ứng quán tính Do vậy, hướng phát triển luận án theo nghiên cứu sau 64 đây: - Nghiên cứu mô số bôi trơn thủy động đàn hồi ổ đầu to truyền động đốt - Nghiên cứu mô số bôi trơn nhiệt thủy động đàn hồi ổ đầu to truyền động đốt - Nghiên cứu mô số bôi trơn ổ đầu to truyền động đốt có kể đến hiệu ứng qn tính Để nghiên cứu bôi trơn ổ đầu to truyền thuận lợi dễ ràng hơn, tác giả xin kiến nghị Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội, Bộ Khoa học cơng nghệ có hướng xây dựng phòng thí nghiệm bơi trơn với đội ngũ nhà khoa học chuyên sâu, đam mê khoa học để có thiết bị thực nghiệm phần mềm tính tốn xứng tầm với nước tiên tiến góp phần giúp ngành cơng nghệ chế tạo phụ tùng đón đầu xu ngành cơng nghệ tơ phát triển nước ta 65 TÀI LIỆU THAM KHẢO Tài liệu tiếng Việt [1] Nguyễn Văn Bào (1984), Nghiên cứu hao mòn nhóm chi tiết động diezen ngành địa chất, Luận án tiến sĩ, trường ĐH Bách khoa Hà Nội [2] Trần Thị Thanh Hải (1999), Nghiên cứu tính tốn ổ đỡ thuỷ động xây dựng thiết bị khảo sát đặc tính bơi trơn ổ, luận văn thạc sĩ, trường ĐH Bách khoa Hà Nội [3] TS.Trần Thị Thanh Hải (2014), Mơ hình hóa bôi trơn ổ đầu to truyền động nhiệt Đề tài cấp trường, Trường ĐH Bách Khoa Hà Nội [4] TS Trần Thị Thanh Hải cộng (2016), Nghiên cứu thiết kế chế tạo thiết bị thực nghiệm bôi trơn ổ đầu to truyền Đề tài cấp bộ, Bộ Khoa học công nghệ [5] Phan Thạch Hổ, Nguyễn Anh Tuấn, Phạm Văn Hùng (2001), Một vài phương pháp tính tốn ổ trục chịu tải trọng động, Hội nghị khoa học lần thứ 19, Đại học Bách Khoa Hà Nội [6] Phan Thạch Hổ (2002), Nghiên cứu thiết kế, tính tốn ổ trục khuỷu động NT855, Luận án tiến sĩ, trường ĐH Bách khoa Hà Nội [7] PGS.TS Phạm Văn Hùng (2005), Nghiên cứu thiết kế chế tạo thiết bị đo áp suất ổ thủy động dùng phương pháp biểu thị đánh giá đại Đề tài cấp giáo dục & đào tạo [8] Nguyễn Phương (1990), Nghiên cứu thiết kế, tính tốn thực nghiệm ổ chặn, Luận án phó tiến sĩ, trường ĐH Bách khoa Hà Nội [9] Nguyễn Xuân Toàn, Trần Thị Thanh Hải, Dương Minh Tuấn (2001), Thiết lập chương trình tính tốn bơi trơn thủy động (ổ đỡ, ổ chặn) có tính đến sai số hình học, hình dạng, Hội nghị khoa học lần thứ 19, Đại học Bách Khoa Hà Nội [10] Nguyễn Xn Tồn (2007), Cơng nghệ bơi trơn NXB Bách khoa – Hà Nội, trang 180-182 Tài liệu tiếng nước [11] FATU A.(2005), “Modélisation numérique et expérimentale de la lubrification de palier de moteur soumis des conditions sévères de fonctionnement”, Thèse de doctorat de l'Université de Poitiers [12] LABOUFF G A., BOOKER J F.(1985), 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 [13] REBORA A., STEFANI F.(2001), Elastohydrodynamic Analysis of a Connecting Rod Bearing for High Performance Engines, 2nd World Tribology Congress, Vienna, 3-7 Sept 66 [14] AITKEN M B., MCCALLION H.(1991), Elastohydrodynamic lubrication of bigend bearings, part 1: Theory, Journal of Mechanical Engineering Science, vol 205, p 99–106 [15] AITKEN M B., MCCALLION H.(1991), Elastohydrodynamic lubrication of bigend bearings, part 2: Ratification”, Journal of Mechanical Engineering Science, vol 205, p 99–106 [16] AITKEN M B., McCALLION H.(1992), Parametric minimum film thickness performance of an elastic big-end bearing under inertial load, Journal of Mechanical Engineering Science, vol.206, p 3–12 [17] FANTINO B., FRENE J., DU PARQUET J (1979), Elastic connecting-rod bearing with piezoviscous lubrication: Analysis of the steatdy-state characteristics, Transaction of the ASME, Journal of Lubrication Technology, vol 101, p 190-200 [18] Fantino B (1981), "Influence des Défauts de Forme et des Déformations Elastiques des Surfaces en Lubrification Hydrodynamique sous Charges Statiques et Dynamiques," Thèse de Docteur d’Etat ès Sciences, Université Claude Bernard, Lyon I [19] FANTINO B., GODET M., FRENE J.(1983), Dynamic Behaviour of an Elastic Connecting–Rod Bearing – Theoretical Study, SAE Technical Paper, N° 830307, p 23-32 [20] FANTINO B., FRENE J.(1985), 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 [21] MCIVOR J.D.C., FENNER D.N.(1988), 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 [22] Rosenberg R.C., (1973), “A Method for Determining the Influence of Multigrade oils on Journal Bearing Performance”, SEA TRANS Paper 730483, Vol 82 [23] Zienkiewicz O.C , Taylor R.L., (2000 fifth edition), The finite element method, Vol 1, The basic [24] Nicolas, D., 1972, “Les Paliers Hidrodynamiques Soumis afun torseur de Froces Quelconques.” Thèse de docteur ingénieur, INSA de Lyon [25] BONNEAU D., GUINES D., FRENE J., TOPLOSKY J.(1995), EHD analysis, including structural inertia effects and a mass-conserving cavitation model, Transaction of the ASME, Journal of Tribology, vol 117, p 540-547 [26] BONNEAU D., HAJJAM M.(2001), Modélisation de la rupture et de la réformation des films lubrifiants dans les contacts élastohydrodynamiques, Revue Européenne des Eléments Finis, Vol 10, p 679-704 [27] GUINES D.(1994), La lubrification des liaisons compliantes: Modélisation et 67 algorithme, Thèse de doctorat de l'Université de Poitiers [28] SOUCHET D., PIFFETEAU S.(2001), Approche par la MEF de la lubrification thermoélastohydrodynamique des paliers de tête de bielle, Revue Européenne des Eléments Finis, Vol 10, p 815-847 [29] SOUCHET D., PIFFETEAU S (2001), Approche par la MEF de la lubrification thermoélastohydrodynamique des paliers de tête de bielle, Revue Européenne des Eléments Finis, Vol 10, p 815-847 [30] WANG D., KEITH G., YANG Q.(2004), Lubrication analysis of a connecting-rod bearing in a high-speed engine Part I: Rod and bearing deformation, STLE Tribology Transaction, Vol 47, p 280-289 [31] WANG D., KEITH G., YANG Q.(2004), Lubrication analysis of a connecting-rod bearing in a high-speed engine Part II: Lubrication performance evaluation for noncircular bearings, STLE Tribology Transaction, Vol 47, p 290-298 [32] J Frene, D Nicolas, B Degueurce, D Berthe, M Godet (1997), Hydrodynamic Lubrication: Bearings and Thrust Bearings, Elsevier [33] BOOKER J F., SHU C F.(1984), 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 [34] STEFANI F (2003), FEM analysis of the lubrication in connecting rod engine bearing: the influence of structural behavior on EHD performance, Thèse de doctorat de l’Université de Genoa [35] STEFANI F., REBORA A.(2004), A nonlinear structure based elastohydrodynamic analysis method for connecting rod big end bearings of high performance engines, Transaction of the ASME, Journal of Tribology , vol 126, p 664-671 [36] Goodwin G., Holmes R., (1975), “Determination of the Oil Film Thickness in a Crankshaft Main Bearing”, The Journal of Automotive Engineering, Instn, Mech, Engrs., 1975 [37] 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 [38] TRAN T T H.(2006), Etude expérimentale et modélisation des interactions lubrifiée ou non entre les différents corps d‟un palier de tête de bielle , Thèse de doctorat de l'Université de Poitiers [39] Tseregounis S.I., Viola M.B, Paranjpe R.S.(1998), “Determination of Bearing Oil Film Thickness (BOFT) for Various Engine Oils in an Automotive Gasoline Engine Using Capacitance Measurement and Analytical Predictions”, SEA paper 98266 68 [40] Pierre-Eugene, J., Frêne, J., Fantino, B., Roussel, G., Du Parquet, J., 1983, “ Theory and Experiments on Elastic Connecting-Rod Bearings Under Steady State Conditions.”, 9th Leeds-Lyon Symposium on Tribology, Leeds, Grande-Bretagne, Sept 1982, édité par D Dowson, C.M Taylor, M Godet, et D Berthe, “Tribology of Reciprocating Engines”, Butterworths Westbury House, pp 49-54 [41] PIERRE-EUGENE J.(1983), “Contribution 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 [42] GOENKA, P.K.(1984), Dynamically Loaded Journal Bearings: Finite Element Method Analysis, Transaction of the ASME, Journal of Lubrication Technology, vol 106, p 429-439 [43] GOENKA P K., OH K P.(1986), An optimum short bearing theory for the elastohydrodynamic solution of journal bearings, Transaction of the ASME, Journal of Tribology, Vol 108, p 294-299 [44] HOLMBERGA K., ANDERSSONA P., ERDEMIRB A (2012), Global energy consumption due to friction in passenger cars, Tribology International, vol 47, p 221-234 [45] Kragelsky, Alisin August (1968), Cativation in lubricating films, Tribology, Volume 1, Issue 3, , Page 153-156 [46] Cooke W.L., (1965-1966), “Dynamic Displacement in a Diesel Engine Main Bearing”, Proceeding Lubrication and Wear Second Convention, Instn Mech Engrs., Vol 23 [47] DUTFOY L., LIGIER J.-L.(2011), Wear prediction of connecting rod bearing (Prédiction de l‟usure d‟un coussinet de tête de bielle), 10th EDF/Pprime Workshop, Futuroscope, October & [48] NGUYEN T L., Modelisation de l‟interaction enter le coussinet et le cóp de bielle, Thèse de doctorat de l’Université de Poitiers, 2013 [49] LIGIER J.-L., ANTONI N.(2006), Cumulative microslip in conrod big end bearing system, ASME 2006 Internal Combustion Engine Division Spring Technical Conference (ICES2006), p 559-567 [50] LIGIER J.-L., DUTFOY L.(2010), Modeling and prediction of a simplified seizure mechanism occurring in conrod bearing (Modélisation et prévision d‟un mécanisme simplifié de grippage de palier de tête de bielle), 9th EDF/Pprime Workshop, Futuroscope, October & [51] LIGIER J.-L., DUTFOY L.(2011), Fatigue prediction for engine bearing (Prévision de la tenue mécanique d‟un coussinet), 10th EDF/Pprime Workshop, Futuroscope, October & 69 [52] Reddi, M.M, 1969, “ Finite Element Solution of the Incompressible Lubrication problem.” ASME, Journal of Lubrication Technology, pp.262 – 270 [53] Michael M Khonsari, E Richard Booserauth.(2008), M J Neale, M Priest, G Stachowiakeds Applied Tribology Bearing Design and Lubrication, Second Edition [54] ROHDE S M., LI D F (1980), A Generalized Short Bearing Theory, Transaction of the ASME, Journal of Tribology , vol 102, No.3, p 278-280 [55] ANTONI N., NGUYEN Q.-S., LIGIER J.-L., SAFFRÉ P., PASTOR J.(2007), On the cumulative microslip phenomenon, European Journal of Mechanics, part A/Solids, vol 26, p 626–646 [56] ANTONI N., NGUYEN Q.-S., RAGOT P.(2008), Slip-shakedown analysis of a system of circular beams in frictional contact, International journal of solids and structures, vol 45, p 5189-5203 [57] FENNER D N., MCIVOR J D C., CONWAY-JONES J M., XU H.(1992), The effect of compliance on peak oil film pressure in connecting rod bearings, Proc 19th Leeds-Lyon Symposium on Tribology, Leeds [58] Oh, K.P., Huebner, K.H., 1973, “Solution of the Elastohydrodynamic Fininte Journal Bearing Problem.”, ASME Journal of Lubrication Technology, Vol 3, pp.342 – 352 [59] 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 Université de Poitiers [60] PIFFETEAU S.(1999), Modélisation du comportement thermoélastohydrodynamique d'un palier de tête de bielle soumis un chargement dynamique, Thèse de doctorat de l'Université de Poitiers [61] PIFFETEAU S., SOUCHET D., BONNEAU D.(2000), Influence of thermal and elastic deformations on connecting-rod big end bearing lubrication under dynamic loading, Transaction of the ASME, Journal of Tribology , vol 122, p 181-191 [62] SUSUKI S., OZASA T., YAMAMOTO M., NOZAWA Y., NODA T., O -HORI M.(1995), Temperature distribution and lubrication characteristics of connecting rod big end bearing, SAE Technical Paper, N° 952550, p 149-158 [63] CHO M R., HAN D.-C., CHOI J.-K.(1999), Oil film thickness in engine connecting- rod bearing with consideration of thermal effects: comparison between theory and experiment, Transaction of the ASME, Journal of Tribology , vol 121, p 901907 [64] LAVIE T.(2012), Optimisation de la lubrification des paliers de bielle : démarche méthodologique, Thèse de doctorat de l’Université de Poitiers [65] OZASA T., YAMAMOTO, M., SUZUKI, S., NOZAWA, Y.(1995), 70 Elastohydrodynamic lubrication model of connecting rod big end bearings; comparison with experiments by diesel engine, SAE Technical Paper, N° 952549, p 135148 [66] OZASA T., NODA T AND KONOMI T.(1997), Elastohydrodynamic lubrication model of connecting rod big-end bearings: application to real engines, Transaction of the ASME, Journal of Tribology , Vol 119, p 568-578 [67] 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 [68] HOANG L V., SOUCHET D., BONNEAU D.(2002), Connecting-rod big end bearing thermoelastohydrodynamic lubrication (TEHD) - Comparison between theory and experiment, Int Journal of Applied Mech and Eng., vol 7, p 231-236 [69] OPTASANU V.(2000), “Modélisation Expérimentale et Numérique de la Lubrification des Paliers Compliants sous Chargement Dynamique”, Thèse de Doctorat de l’Université de Poitiers [70] Bates T.W., Evans P.G., (1985), “Effect of Oil Rheology on Journal Bearing Performance: Part Instrumentation of the Big-End Bearing of a Fired Engine”, Proc Of the JSLE International Tribology Conference, 8-10 juillet, Tokyo, Japon, 1985 [71] Bates s T.W., Benwell S., Evans P.G.(1987), “Effect of Oil Rheology on Journal Bearing Performance : Part - 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 [72] Bates T.W., Benwell S.(1988),“Effect of Oil Rheology on Journal Bearing Performance : Part - Newtonian Oils in the Connecting-Rod Bearing of an Operating Engine”, SAE Paper No 880679 [73] OKAMOTO Y., HANAHASHI M., KATAGIRI T.(1999), Theoretical analysis of bearing considering elastic deformation – effects of the housing stiffness and bearing length on bearing performance, JSAE Review, Vo 20, p 203–209 [74] OKAMOTO Y., HANAHASHIM., KATAGIRI T.(2000), Effects of housing stiffness and bearing dimension on engine bearing p formance by elastohydrodynamic lubrication analysis", Transaction of the ASME, Journal of Tribology , Vol 122, pp 697704 71 DANH MỤC CÁC CƠNG TRÌNH ĐÃ CƠNG BỐ CỦA LUẬN ÁN ThS Nguyễn Đình Tân, Lưu Trọng Thuận, TS Trần Thị Thanh Hải (2014), Xây dựng chương trình tự động tính tốn bơi trơn ổ đỡ có tính đến tượng gián đoạn màng dầu Tạp chí khí Việt Nam, số năm 2014, Trang 54 – 60 TS Trần Thị Thanh Hải, ThS Nguyễn Đình Tân (2014), Mơ số chiều dày màng dầu bơi trơn ổ đầu to truyền có tính đến phân cách hai nửa lực vặn vít Tạp chí khí Việt Nam, số năm 2014, Trang 66 – 69 Đinh Tan Nguyen, Thi Thanh Hai Tran, Aurelian FATU (2016), Effect of the Bolt Preload on Elastohydrodynamic Lubrication Analysis of a Connecting Rod Big – End Bering Kỷ yếu hội nghị khoa học cơng nghệ tồn quốc khí – động lực 2016 tập 2, CK6 305, Trang 462- 467 Nguyễn Đình Tân, Trần Thị Thanh Hải, Lưu Trọng Thuận (2018), Ảnh hưởng khe hở bán kính tới quỹ đạo tâm trục ổ đầu to truyền động 5S-FE Tạp chí Khoa học & Cơng nghệ trường đại học kỹ thuật (Đã duyệt đăng) Trần Thị Thanh Hải, Nguyễn Đình Tân, Lưu Trọng Thuận (2018), Ảnh hưởng khe hở bán kính tới phân bố áp suất ổ đầu to truyền động 5S-FE Tạp chí Khoa học & Cơng nghệ trường đại học kỹ thuật (Đã duyệt đăng) 72 ... dẫn tới luận án chọn hướng nghiên cứu Nghiên cứu mô số bôi trơn thủy động ổ đầu to truyền động đốt trong Nhằm góp phần bước làm chủ nghiên cứu bôi trơn ổ đầu to truyền Việt Nam Qua đưa lưu... 1.3.2 Trong nước Ở Việt Nam có nghiên cứu bơi trơn ổ đầu to truyền, chủ yếu nghiên cứu ổ chặn, ổ trượt thông thường hoạt động chế độ bơi trơn thủy động, có nghiên cứu bôi trơn ổ đầu to truyền. .. 1.11 Mơ hình ổ đầu to truyền [49] Năm 2006, Tran [38] nghiên cứu thực nghiệm mô số bôi trơn ổ đầu to truyền có tính đến phân cách có chất bôi trơn không hai nửa ổ đầu to truyền Một mô số cho vấn