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
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.
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
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
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].
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
sin 0 3 1 = − − − − − = ∑ ∑ = j Rj IC IP A l T x F F F F F F F φ (3.19) - Phương trình cân bằng lực theo phương-y
. cos 0 3 1 = − − − − − − + = ∑ ∑ = j Qj fA fT IP IC l pis g y F m g F F F F F F F φ (3.20)
- Phương trình cân bằng mô men tại tâm chốt :Mpin
0 . . ) .( . ) .( ) ( ) ( ) ( 3 1 3 1 = + + − − − − + + + − + + + + − − − = ∑ ∑ ∑ = = i A j T p g IC g g p g pis j Qj j j Rj IC IC p fA p fT pp IP pin y F y F C C F C F C C g m F R l F b a F M C R F C R F M M M (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 −mpisg.(Cg −Cp), FIC.(Cg −Cp) có chiều và độ lớn khác so với phương trình (3.10).
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.
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.
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 µR 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 3.62: 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.
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.
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.
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.
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