đồ án kỹ thuật cơ khí Nghiên cứu sự tương tác và biến dạng của cặp pittông - xilanh động cơ đốt trong khi tăng áp

MỞ ĐẦU
Cơ cấu trục khuỷu - thanh truyền hiện đã được thừa nhận là một trong những
cơ cấu có mức rung động và tiếng ồn khá cao. Nhiều công trình nghiên cứu đã
được thực hiện trong lĩnh vực động lực học, với mục đích giảm sự rung động của cơ
cấu, để bảo đảm sự làm việc êm dịu của động cơ.
Lực tương tác gây ra bởi sự va đập của pittông với thành xilanh là một trong
những nguồn ồn cơ khí chính của động cơ điêzen. Đặc biệt, ngày nay vấn đề cường
hoá cho động cơ là hết sức cần thiết, một trong những biện pháp được coi là tối ưu
nhất là dùng biện pháp tăng áp cho động cơ. Đây chính là tính thực tiễn và cấp thiết
của đề tài.
Chính vì vậy tác giả lựa chọn đề tài: “Nghiên cứu sự tương tác và biến
dạng của cặp pittông - xilanh động cơ đốt trong khi tăng áp” làm đề tài luận văn
cao học.
Mục đích của đề tài được thể hiễn rõ qua tên đề tài là nghiên cứu sự tương
tác và biến dạng của cặp pittông - xilanh động cơ đốt trong khi tăng áp, trên cơ sở
đó đánh giá được sức bền và khe hở của cặp pittông - xilanh động cơ tăng áp.
Cấu trúc của luận văn gồm: Phần mở đầu; chương 1, 2, 3 và 4; tài liệu tham
khảo; phụ lục.
Nội dung chính của luận văn:
Chương 1: Chủ yếu nghiên cứu tổng quan về động cơ tăng áp và sự tương
tác của cặp pittông - xilanh động cơ đốt trong.
Chương 2: Nghiên cứu cơ sở lý thuyết của việc xây dựng mô hình tính toán
nhiệt động của động cơ khảo sát và mô hình khảo sát sự tương tác giữa chúng.
Chương 3: Đi sâu tính toán sự tương tác và biến dạng của cặp pittông -
xilanh động cơ D6 sau tăng áp.
Chương 4: Trình bày về kết luận và kiến nghị của luận văn.
1
CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ TĂNG ÁP ĐỘNG CƠ, SỰ TƯƠNG TÁC
CỦA CẶP PITTÔNG - XILANH ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG
VÀ TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU
1.1. Tổng quan về động cơ tăng áp.

1.1.1. Tác động của tăng áp tới tính năng làm việc của động cơ.
Tăng áp là biện pháp chủ yếu nâng cao công suất động cơ điezen. Nếu ta
dùng một máy nén khí riêng để nén trước không khí rồi đưa vào xi lanh động cơ sẽ
làm tăng mật độ không khí, qua đó tăng khối lượng không khí nạp vào xi lanh mỗi
chu trình, vì vậy sẽ là tăng công suất của động cơ. cách làm ấy được gọi là tăng áp.
Tăng áp đối với động cơ xăng rất ít dùng biện pháp tăng áp vì dễ gây kích
nổ, còn ở động cơ điezen tăng áp là biện pháp chủ yếu để nâng cao công suất động
cơ tốt nhất.
Trong thời gian gần đây, do có tiến bộ nhanh về kỹ thuật tua bin và máy nén
nên phạm vi sử dụng tăng áp ngày một mở rộng và áp suất tăng áp p
k
ngày một
nâng cao làm cho không những tăng tính năng động lực học của động cơ tốt hơn
động cơ không tăng áp mà còn hạ thấp suất tiêu hao nhiên liệu.
Nếu áp suất trung bình của động cơ điêzen không tăng áp p
e
thường không
quá 0,7 - 0,9 Mpa thì p
e
của động cơ điêden tăng áp thấp nhất cũng đạt 1-1,2 Mpa,
nếu nâng cao áp suất p
k
và làm lạnh trung gian cho không khí phía sau máy nén, đã
có thể đưa áp suất có ích trung bình p
e
của động cơ thực nghiệm tới 4 Mpa, còn
nhiều động cơ tăng áp đang chế tạo hiện nay đã đạt p
e
≥3 Mpa.
1.1.2. Các phương pháp tăng áp chủ yếu:

Dựa vào nguồn năng lượng để nén không khí trước khi đưa vào động cơ,
người ta chia các phương pháp tăng áp thành bốn nhóm sau đây:
2
1.1.2.1. Tăng áp dẫn động cơ khí :
Phương pháp tăng áp bằng dẫn động cơ khí được trình bày trên hình 1.1
Truyền động từ trục khuỷu động cơ, qua bánh răng, xích hoặc dây đai dẫn
động máy nén khí kiểu li tâm, kiểu roto, phiến gạt hoặc kiểu trục vít v.v
1.1.2.2. Tăng áp nhờ năng lượng khí thải.
Nguồn năng lượng để nén không khí được lấy từ khí thải. Nhóm này được
chia làm hai loại:
Tăng áp tua bin khí: được trình bày như trên hình 1.2
Máy nén K được dẫn động bởi tua bin khí T, hoạt động nhờ năng lượng khí
thải của động cơ. Không khí từ ngoài trời qua máy nén được nén tới áp suất p
k
> p
o
rồi vào xi lanh của động cơ. Do tăng áp tua bin khí được dẫn động nhờ năng lượng
khí thải không phải tiêu thụ công suất của động cơ như tăng áp cơ khí nên dẫn tới
có thể làm tăng tính kinh tế của động cơ, giảm suất tiêu hao nhiên liệu khoảng 3 -10
%. Động cơ tăng áp cao thường nắp két làm mát trung gian để giảm nhiệt độ, qua
đó nâng cao mật độ không khí tăng áp đi vào động cơ.Khi hoạt động ở những vùng
cao, công suất của động cơ tăng áp tua bin khí chỉ giảm rất ít so với trường hợp
3
Hình 1.1: Tăng áp dẫn động cơ khí
1- Máy nén ; 2 - Hệ thống truyền động ;
3- làm mát trung gian ;
4- bộ chế hòa khí; 5 - xăng
Hình 1.2: Các phương pháp tăng áp tua bin khí
[10]
a) Phương pháp tăng áp động cơ điêden

b),c) Phương pháp tăng áp động cơ xăng

không tăng áp, vì vậy phương án này thường được dùng rộng rãi trên vùng cao
nhằm hồi phục công suất động cơ. Mặt khác tăng áp tua bin khí còn tạo điều kiện
giảm ồn, giảm thành phần độc hại trong không khí xả, do đó loại này đang được sử
dụng nhiều nhất hiện nay. Những động cơ điêzen từ 35 KW - 3500 KW phần lớn
chiếm khoảng 70 -80% dùng tăng áp tua bin khí .
Tăng áp bằng sóng khí:
Khí thải của động cơ tiếp xúc trực tiếp với không khí trên đường tới xi lanh,
trong bộ tăng áp bằng sóng khí, để nén số không khí này trước khi được nạp vào
động cơ.
1.1.2.3. Tăng áp hỗn hợp :
Trên một số động cơ, ngoài phần tăng áp tua bin khí còn dùng thêm một bộ
tăng áp dẫn động cơ khí. Ví dụ trên động cơ hai kỳ, để có áp suất khí quét cần thiết
khi khởi động cũng như chạy ở tốc độ thấp và tải nhỏ, phải sử dụng tăng áp hỗn
hợp. Tăng áp hỗn hợp được thực hiện theo hai phương án Lắp nối tiếp như trên hình
1.3 và lắp song song như trên hình 1.4
1.1.2.4. Tăng áp nhờ hiệu ứng động của dao động áp suất:
Lợi dụng hiện tượng lưu động không ổn định của dòng khí trên đường ống
dẫn, do tính gián đoạn của các quá trình nạp, thải của động cơ gây ra bằng cách bố
trí hợp lý kích thước các đường nạp và thải nhằm làm tăng không khí nạp vào xi
lanh mỗi chu trình.
4
Hình 1.3: Tăng áp hỗn hợp
mắc nối tiếp [10]
Hình 1.4: Tăng áp hỗn hợp mắc
song song [10]
Trong thực tế sử dụng, ngoài bốn cách tăng áp chính kể trên còn có các hệ
thống tăng áp và phương án tổ hợp khác thích hợp cho từng trường hợp cụ thể để
thỏa mãn nhu cầu tăng áp cho động cơ.

Trong đề tài này tăng áp cho động cơ sử dụng biện pháp bua bin - máy nén
1.1.3. Sự thay đổi hiệu suất cơ giới của động cơ trước và sau khi tăng áp.
Sau khi tăng áp các thông số chỉ thị của động cơ thay đổi rất ít, nhưng các
thông số có ích như hiệu suất có ích η
e
và suất tiêu hao nhiên liệu có ích g
e
của động
cơ thay đổi rất nhiều so với trước khi tăng áp. Như vậy sự thay đổi các thông số có
ích như η
e
và g
e
là do sự thay đổi của hiệu suất cơ giới η
m
sau khi tăng áp gây ra.
Tính chất thay đổi của hiệu suất cơ giới η
m
sau khi tăng áp chủ yếu phụ thuộc vào
hệ thống tăng áp. Ta đều biết công suất tổn thất của động cơ N
m
rất ít phụ thuộc vào
phụ tải mà chủ yếu phụ thuộc vào số vòng quay của dộng cơ, vì vậy có thể giả thiết
gần đúng rằng: sau khi tăng áp nếu số vòng quay n của động cơ vẫn giữ nguyên
không đổi thì công suất tổn thất cơ giới của động cơ sẽ có giá trị giống như trường
hợp chưa tăng áp η
mT
được tính như sau:
TKmeT
eT

iT
eT
iT
eT
mT
NNNN
N
N
N
p
p
−++
===
η
; (1.1)
trong đó: N
K
và N
T
- công suất của máy nén khí và tuốc bin khí;
P
eT
và P
iT
- áp suất có ích và áp suất chỉ thị trung bình của động cơ sau
khi tăng áp ;
Nếu gọi
e
eT
e

eT
T
N
N
P
P
==
λ
( khi n = const) là mức độ tăng áp của động cơ ( trong đó
p
e
và n
e
là áp suất có ích trung bình và công suất có ích của động cơ chưa tăng áp)
và gọi
i
K
K
N
N
=
'
δ
và
i
T
T
N
N
=

'
δ
công suất tương đối của máy nén khí và tuốc bin khí
so với công suất chỉ thị của động cơ chưa tăng áp, chia cả tử và mẫu cho biểu thức
1-4 cho N
i
ta được
( )
''
11
TKTm
mT
TKmeT
eT
mT
NNNN
N
δδηη
ηλ
λ
λ
η
−++−
=
−++
=
(1.2)
5
Nếu động cơ tăng áp bằng thiết bị máy nén khí tuốc bin khí quay tự do thì
η

’
K
= η
’
T
do đó :
( )
11 +−
=
Tm
mT
mT
λη
ηλ
η
(1.3)
Qua công thức (1.3) ta thấy khi dùng biện pháp tăng áp bằng thiết bị máy nén
tuốc bin khi quay tự do đã làm cho hiệu suất cơ giới η
mT
tăng lên rõ rệt.
Trong trường hợp tăng áp tuốc bin khí có liên hệ cơ giới hoặc thủy lực hoặc
trường hợp tăng áp hỗn hợp, thì hiệu suất cơ giới của toàn bộ thiết bị sau khi tăng
áp sẽ là:
TKmđ
iT
TKeT
mT
N
NNN
δδηη

+−=
+−
=
(1.4)
Trong đó : η
K
và η
T
– công suất tương đối của máy nén khí tuốc bin khí so
với công suất chỉ thị của bản thân động cơ tăng áp
η
mđ
– Hiệu suất của bản thân động cơ tăng áp
qua công thức (1.4) ta thấy việc thay đổi về hiệu suất cơ giới của động cơ sau khi
tăng áp phụ thuộc vào η
K
, η
T
và sự thay đổi của η
mđ
.
1.2. Sự tương tác của cặp pittông - xilanh động cơ đốt trong.
Để đảm bảo điều kiện làm việc bình thường của động cơ, giữa pittông và
xilanh bao giờ cũng có khe hở. Tuy nhiên khi nghiên cứu về tương tác giữa pittông
và xilanh người ta đưa ra các mô hình nghiên cứu khác nhau. Tuỳ theo mục đích
nghiên cứu mà người ta sử dụng các mô hình sau: Mô hình không có khe hở và
không có sự tương tác, mô hình có khe hở và không có sự tương tác, mô hình có
khe hở và có sự tương tác.
6
1.2.1. Mô hình không có khe hở và không có sự tương tác.

Mô hình này được xây dựng để khảo sát bài toán động học và động lực
học cơ cấu khuỷu trục - thanh truyền với giả thiết giữa pittông và xilanh không có
khe hở, pittông và xilanh có độ cứng tuyệt đối, không có sự biến dạng trong quá
trình làm việc (hình 1.5).
x
'
K
p
''
K
N
P
1
T
K
Z
y
0
K
p
A
β
α
B
ω
O
Hình 1.5: Mô hình tương tác giữa pittông - xilanh khi không có khe hở và không
tương tác [7], [10], [12].
Trong trường hợp này, chuyển động của pittông chỉ có một bậc tự do, đó là
chuyển động tịnh tiến qua lại của pittông dọc theo đường tâm xilanh (chuyển động

chính) theo quy luật:
S
y
= A. R (1.5)
trong đó:
+ R- bán kính quay của trục khuỷu;
+ A = (1- cosα) +
)cos1(
1
β
λ
−
;
+ λ =
L
R
: hệ số kết cấu, là tỉ số giữa bán kính quay của khuỷu trục R và
chiều dài L thanh truyền.
+ α - góc quay của khuỷu trục so với đường tâm xilanh;
7
+ β - góc nghiêng của đường tâm thanh truyền so với đường tâm xilanh;
Gia tốc của pittông là đạo hàm bậc hai của chuyển vị pittông theo thời gian:
J
y
= R.ω
2
.E, (1.6)
trong đó:
E =
β

αλ
β
βα
3
2
cos
cos.
cos
)cos(
+
+
Các công thức (1.1) và (1.2) là công thức chính xác để tính S
y
và J
y
.
Trong thực tế tính toán, người ta thường tính theo công thức gần đúng:
S
y
≈ R[(1- cosα) +
4
λ
(1- cos2α)]
J
y
≈ R.ω
2
(cosα + λ.cos2α) (1.7)
Lực quán tính của các khối lượng tham gia chuyển động tính tiến của cơ cấu khuỷu
trục - thanh truyền giao tâm được tính theo công thức chính xác (1.7) hoặc tính theo

công thức gần đúng (1.9).
P
j
= - m
j
Rω
2
E (1.8)
P
j
≈ - m
j
Rω
2
(cosα + λ.cos2α) (1.9
Áp suất lực khí thể tác dụng lên pittông được xác định bằng hiệu số giữa áp suất
phía trên đỉnh pittông
'
p
k
và phía dưới pittông
"
p
k

p
k
=
'
p

k
-
"
p
k
Hợp lực
1
P
của các lực
p
k
và
j
P
tác dụng lên pittông và đặt tại trọng tâm của khối
lượng chuyển động tịnh tiến (điểm A hình 1.5) và được phân thành 2 thành phần:
Lực vuông góc với đường tâm xilanh:
N =
1
P
.tgβ (1.10
Lực tác dụng theo đường tâm thanh truyền:
K =
1
P
/cosβ (1.11)
Lực K đặt tại tâm chốt khuỷu và được phân thành 2 thành phần:
Lực tiếp tuyến T =
1
P

.
β
βα
cos
)sin( +
(1.12)
8
Lực pháp tuyến Z =
1
P
.
β
βα
cos
)cos(
+
(1.13)
Lực tiếp tuyến T tạo ra mômen xoắn để làm quay trục khuỷu M
x
= T.R mômen này
sẽ cân bằng với mômen cản đặt trên trục khuỷu và làm thay đổi tốc độ góc của trục.
Lực ngang N tác dụng lên thân pittông, tạo ra mômen lật M
L
= N.H, tác dụng lên bệ
động cơ, gây ra rung động và mất cân bằng.
1.2.2. Mô hình có khe hở, không tương tác.
Như đã trình bày ở trên, để pittông có thể dịch chuyển bên trong xilanh, giữa
pittông và xilanh bao giờ cũng có khe hở. Dưới tác dụng của lực ngang N sẽ làm
cho thân pittông dịch chuyển theo phương ngang trong khe hở giữa pittông và
xilanh. Mặt khác do đặc điểm kết cấu và phương án lắp ghép giữa pittông với chốt

pittông và đầu nhỏ thanh truyền mà thân pittông còn thực hiện chuyển động “lắc”
xung quay tâm chốt pittông. Như vậy ngoài chuyển động chính (chuyển động tịnh
tiến dọc theo đường tâm xilanh), thân pittông còn tham gia 2 chuyển động phụ và
chuyển động của thân pittông sẽ có 3 bậc tự do. (hình 1.7)
Hình 1.6: Chuyển động của pittông trong khe hở giữa pittông – xilanh [7].
Để đặc trưng cho các chuyển vị ngang của thân pittông người ta sử dụng hai
toạ độ suy rộng là e
t
và e
b
, mô tả dịch chuyển ngang của các mặt phẳng phía trên của
thân pittông (mặt AD) và mặt phẳng phía dưới của thân pittông (mặt BC). (hình 1.7)
9
Hình 1.7: Lực, mômen tác dụng lên pittông và chuyển động của pittông theo
phương x và hai toạ độ suy rộng e
t
, e
b
[12].
Theo [5], [6], [10] phương trình vi phân mô tả chuyển động phụ của pittông khi có
khe hở và không tương tác có dạng ma trận như sau:
(1 ) (1 )
( )(1 )
p c
P
p
b a
m m
H H
I b

m a b
H H

− + −



+ − −



( )
p c
p
p
b a
m m
H H
I
b
m a b
H H

+



− + −



{ }
{
e
e
t
e
b
••
••
••
 
 
 
 
 
=
N f
N f
F
pt
F F tg
M M
φ
 
 
 
 
 
 
+

 
 
+
 
 
∑
∑
1 4 4 2 4 4 3
; (1.14)
[m
pt
]
trong đó:
a, b, H - các kích thước hình học của pittông (hình 1.3);
m
p
, m
C
- khối lượng của pittông, chốt pittông;
I
P
- mômen quán tính của khối lượng pittông so với khối tâm của pittông;
[m
pt
] =
(1 ) (1 )
( )(1 )
p c
P
p

b a
m m
H H
I b
m a b
H H

− + −



+ − −



( )
p c
p
p
b a
m m
H H
I
b
m a b
H H

+




− + −


- ma trận khối lượng của
pittông và chốt pittông;
10
e
••
 
 
 
- ma trận véc tơ gia tốc của các toạ độ suy rộng của thân pittông;
{F
pt
}- ma trận véc tơ lực tác dụng lên pittông.
1.2.3. Mô hình có khe hở, có tương tác.
Phương trình (1.14) là phương trình vi phân mô tả chuyển động phụ của thân
pittông khi có khe hở và không tương tác. Để mô tả chuyển động phụ của thân
pittông khi có tương tác phải bổ sung vào phương trình (1.14) lực tương tác giữa
pittông và xilanh. Mô hình khảo sát chuyển động phụ được xây dựng trên các giả
thiết sau:
- Pittông chuyển động với 3 bậc tự do. Chuyển vị của pittông theo phương đường
tâm xilanh được xác định theo phương trình (1.5) hoặc (1.7). Chuyển vị của thân
pittông theo phương ngang được tính toán theo toạ độ suy rộng e
t
và e
b
tương ứng
với các mặt phẳng ngang của thân pittông.

- Xilanh có kết cấu vỏ trụ mỏng, được định vị trong thân máy bằng vành vai tựa. Bỏ
qua sự biến dạng của các vành vai tựa khi làm việc.
- Màng dầu bôi trơn trong khe hở giữa pittông và xilanh là môi trường trung gian
truyền lực tương tác giữa pittông và xilanh. Chuyển động phụ của thân pittông gây
ra va đập giữa pittông và xilanh.
Phương trình vi phân mô tả chuyển động phụ của thân pittông khi có tương tác
được biểu diễn dưới dạng ma trận [6], [7], [12]:
(1 ) (1 )
( )(1 )
p c
P
p
b a
m m
H H
I b
m a b
H H

− + −



+ − −



( )
p c
p

p
b a
m m
H H
I
b
m a b
H H

+



− + −


{ }
{
e
e
t
e
b
••
••
••
 
 
 
 

 
=
{ }
1
.
.
pt
N S f N
N S S f
F
F F F tg F
M F y M
φ
 
+ + +
 
 
+ +
 
 
∑
∑
1 4 4 4 44 2 4 4 4 4 43
;(1.15)
[m
pt
]
trong đó:
F
1N

là lực tương tác giữa pittông và thành xilanh. Theo [6], [7], [12] lực
tương tác giữa pittông và thành xilanh được xác định như sau:
Nếu điểm tiếp xúc là điểm ở mặt tiếp xúc phía trên của thân (điểm D)
11
F
iN
= F
đh
+ F
C
= - δ
S
[K
d
(l
t
- X
D
)] - C
d
(
e X
t
D
• •
−
) (1.16)
Nếu điểm tiếp xúc là điểm trên ở mặt tiếp xúc dưới của thân (điểm C)
F
iN

= F
đh
+ F
C
= - δ
S
[K
d
(l
b
- X
C
)] - C
d
(
b C
e X
• •
−
) (1.17)
trong các biểu thức (1.16) và (1.17):
- F
đh
, F
C
- lực đàn hồi và lực cản nhớt của màng dầu
- K
d
, C
d

- hệ số độ cứng và hệ số cản của màng dầu
- X
D
,
X
D
•
, X
C
,
X
C
•
- chuyển vị ngang và vận tốc chuyển vị ngang của các
điểm D, C
- δ
S
- hệ số đặc trưng cho điều kiện làm việc (khi có va đập δ
S
= 1; khi không
có va đập δ
S
= 0).
Trong những năm gần đây đã có nhiều công trình khoa học được công bố về
sự ảnh hưởng của các yếu tố kết cấu và sử dụng đến sự tương tác giữa pittông và
xilanh và ảnh hưởng của nó đến mức độ rung động, tiếng ồn và tuổi thọ của ống lót
xilanh. Trong các yếu tố về kết cấu, trước hết phải kể đến ảnh hưởng của độ lệch
tâm chốt pittông, vị trí trọng tâm pittông và khe hở giữa pittông và xilanh [12].
Khe hở lắp ghép giữa pittông và xilanh được chọn theo nhiệt độ ban đầu khi
tính toán thiết kế T

0
= 15
o
C. Khi động cơ làm việc, các chi tiết pittông và xilanh
động cơ bị nung nóng và gây nên sự giãn nở dài vì nhiệt của vật liệu, làm cho khe
hở nhiệt giữa pittông và xilanh thay đổi, đặc biệt là trong trường hợp pittông và
xilanh chế tạo bằng các loại vật liệu khác nhau. Trong luận văn tác giả sẽ nghiên
cứu về ảnh hưởng của phụ tải nhiệt, phụ tải cơ học ( áp suất khí cháy) của động cơ
sau tăng áp đến sự tương tác giữa pittông và xi lanh động cơ đốt trong.
12
1.3. Một số kết quả nghiên cứu trong nước.
Từ những năm 90 của thế kỷ trước, các nhà khoa học Việt Nam đã bắt đầu
chú ý đến nghiên cứu về dao động cơ cấu và máy. Trong đó có thể kể đến các công
trình nghiên cứu của GS. Nguyễn Văn Khang và các cộng sự (ĐHBK Hà Nội). Các
tác giả chủ yếu đưa ra các mô hình lý thuyết nghiên cứu động lực học máy. Việc
thiết lập và giải các phương trình vi phân chuyển động và dao động chủ yếu được
tiến hành bằng giải tích với mô hình các cơ cấu hệ thống đơn giản, các cụm và cơ
cấu phức tạp hơn chưa được đề cập nhiều.
Đối với động cơ đốt trong, việc nghiên cứu hoàn thiện các cụm, cơ cấu cũng
được đề cập trong một vài năm trở lại đây. Trong đó, có thể kể đến đề tài nghiên
cứu của Lương Công Nhớ (2000), Đại học Hàng hải Hải Phòng. Nghiên cứu giảm
rung cho động cơ D12 lắp trên tàu thuyền cỡ nhỏ, tác giả nghiên cứu lý thuyết cùng
với thực nghiệm. Về lý thuyết, nghiên cứu rà soát sự không đồng đều về khối lượng
của pittông khi thiết kế động cơ, xác định các lực quán tính cấp 1, 2 của khối lượng
các chi tiết chuyển động của pittông trong bốn xilanh và tính dao động của động cơ
tổng thành do nguồn kích thích này trước và sau rà soát thiết kế. Kết quả được chỉ
ra là sự không đồng đều của khối lượng nhóm pittông là một trong các nguyên nhân
gây ra dao động động cơ.
Năm 2001, Chu Văn Đạt ứng dụng mô hình siêu phần tử phẳng nghiên cứu
động lực học cơ cấu tay quay con trượt có xét đến biến dạng đàn hồi của thành

truyền, phương pháp PTHH được áp dụng để thiết lập các phương trình chuyển
động của cơ cấu. Thuật toán được thiết lập và sử dụng ngôn ngữ lập trình C
++
để
giải bài toán. Kết quả nhận được ở dạng số và đồ thị là các thông số động lực học
của cơ cấu tay quay con trượt như các thông số : vị trí, vận tốc, gia tốc của các
khâu, lực liên kết tại các khớp, chuyển dịch của các điểm do biến dạng của các điểm
thuộc thanh truyền đàn hồi. Phần mềm Alaska version 2.3 được ứng dụng để mô
phỏng động lực học cơ cấu tay quay con trượt trong quá trình nghiên cứu để minh
chứng cho kết quả tính toán lý thuyết nêu trên. Tác giả nhận xét rằng, trong một số
13
trường hợp biến dạng đàn hồi của một số khâu trong quá trình tính toán thiết kế
máy và cơ cấu là không thể bỏ qua.
Năm 2005, Nguyễn Văn Đạt Trường Đại học thuỷ sản Nha Trang nghiên cứu
dao động của tấm sàn composit cố định động cơ tàu thuỷ từ các nguồn kích thích
trong động cơ như : các cơ cấu, cụm pittông-thanh truyền-tay quay. Đề xuất các
phương án giảm rung cho sàn động cơ. Sử dụng phương pháp PTHH rời rạc hoá kết
cấu tấm sàn động cơ, tải trọng tác dụng lên tấm là các nguồn kích thích từ động cơ
như đã nêu, thuật toán và chương trình tính toán được giải thích bằng số trên máy
tính. Kết quả nhận được là dao động của sàn composit. Khuyến nghị một số giải
pháp giảm rung cho sàn cố định động cơ.
Năm 2009, ThS. Lê Trường Sơn, PGS.TS. Trần Minh, PGS.TS. Hà Quang
Minh [8] nghiên cứu ảnh hưởng của khe hở đến sự tương tác của cụm pittông -
xilanh động cơ.
Năm 2010, KS. Nguyễn Trung Kiên, PGS.TS. Lại Văn Định [2] nghiên cứu
ảnh hưởng của phụ tải nhiệt đến sự tương tác của cặp pittông - xilanh động cơ đốt
trong.
Như vậy, ở nước ta đến thời điểm này chưa tìm thấy một nghiên cứu sâu nào
về tương tác và biến dạng của cụm pittông - xilanh động cơ tăng áp kể đến sự thay
đổi áp suất của khí cháy trong xilanh. Do đó, việc tiếp cận các cơ sở lý thuyết và

công cụ hiện đại để giải quyết vấn đề này là có ý nghĩa khoa học và thực tiễn.
14
1.4. Kết luận chương 1 và tổng quan về vấn đề nghiên cứu.
Qua việc tổng quan về vấn đề nghiên cứu, ta có thể rút ra một số kết luận sau:
 Chuyển động thực của pittông trong xilanh động cơ là chuyển động phức tạp,
ngoài chuyển động chính, còn các chuyển động trong khe hở giữa chúng (chuyển
động phụ) sinh ra lực va đập giữa pittông với thành xilanh. Trong nhiều trường hợp,
chuyển vị, vận tốc, gia tốc chuyển động phụ của pittông lớn lặp lại theo thời gian
gây rung ồn cơ khí, mài mòn và ăn mòn xâm thực cụm pittông - xilanh, giảm tuổi
thọ động cơ. Đây là vấn đề trong thực tế kỹ thuật đặt ra nhiều bài toán cơ học cho
các nhà thiết kế và khai thác sử dụng cần quan tâm nghiên cứu.
 Việc nghiên cứu chuyển động phụ của pittông trong xilanh động cơ và sự tương
tác giữa chúng được phát triển mạnh vào những năm 90 của thế kỷ trước, do sự phát
triển của động cơ cao tốc, công suất trên một đơn vị công tác lớn và trọng lượng
nhẹ. Đã có nhiều công trình được công bố với những mô hình khác nhau. Mỗi mô
hình đều chấp nhận những giả thiết nhất định và đáp ứng các mục đích nghiên cứu
riêng lẻ của từng tác giả và mang tính chất công bố nên không có được các thuật
toán chi tiết, và được tạm chia theo ba mô hình đã nêu. Tuy nhiên, với mô hình
tương tác, hầu hết các nghiên cứu lý thuyết đều mô hình hoá dao động ngang của
cụm pittông - xilanh bằng các mô hình tương đương, chưa có lực thực của pittông
đặt lên thành xilanh.
 Dựa trên mô hình có khe hở và không tương tác, tác giả phát triển mô hình tính
toán tương tác bằng việc bổ sung lực tương tác giữa chúng thông qua môi trường
trung gian là màng dầu, xilanh coi là vỏ trụ mỏng kết cấu đàn hồi tuyến tính.
 Như chúng ta đã biết, sau khi nâng cao công suất của động cơ, một trong những
việc cần quan tâm nhất là sự tương tác và biến dạng của cặp pittông - xilanh như thế
nào? Đây chính là nội dung mà luận văn tập trung giải quyết.
 Với những kết luận rút ra ở trên, trong nội dung luận văn của mình tác giả tập
trung giải quyết những vấn đề sau: Đó là với sự tăng áp cho động cơ như vậy, nhiệt
độ môi chất có thay đổi không? Với nhiệt độ khí cháy thì khe hở giữa pittông và

xilanh thay đổi thế nào trong quá trình làm việc? Áp suất trong xilanh trước và sau
15
tăng áp chênh lệch nhau nhiều không? Nếu chênh lệch nhiều thì pittông và xilanh
biến dạng ra sao? Trạng thái ứng suất còn nằm trong giới hạn cho phép của vật liệu
không?
Những nội dung này sẽ được tác giả giải quyết trong các chương tiếp theo của luận
văn.
1.5. Bố cục của luận văn.
Luận văn ngoài phần mở đầu và kết luận gồm 4 chương:
Mở đầu:
Chương 1: Tổng quan về tăng áp động cơ, sự tương tác của cặp pittông- xilanh
động cơ đốt trong và tổng quan về vấn đề nghiên cứu.
Chương 2: Cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình tính toán nhiệt động, sự tương tác
giữa pittông và xilanh động cơ đốt trong.
Chương 3: Tính toán sự biến dạng và sự tương tác của cặp pittông - xilanh động cơ
sau tăng áp.
Chương 4: Kết luận và kiến nghị.
16
CHƯƠNG 2: CƠ SỞ LÝ THUYẾT XÂY DỰNG MÔ HÌNH TÍNH TOÁN
NHIỆT ĐỘNG VÀ SỰ TƯƠNG TÁC GIỮA PITTÔNG
VÀ XILANH ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG.
2.1. Đặt vấn đề
Pittông và xilanh là những chi tiết có kết cấu phức tạp, chịu phụ tải lớn, đặc
biệt là phụ tải nhiệt và phụ tải cơ (áp suất khí cháy). Vì vậy việc tính toán xác định
trạng thái ứng suất nói chung và ứng suất do áp suất suất khí cháy nói riêng cho
pittông, xilanh là một bài toán hết sức cần thiết cho việc tối ưu hoá kết cấu. Để xác
định trường ứng suất pittông và xilanh có nhiều phương pháp như: phương pháp
giải tích, phương pháp gần đúng và phương pháp thực nghiệm.
Trong quá trình tăng áp cho động cơ đốt trong, một trong những vấn đề cần
quan tâm chủ yếu là sự tương tác và biến dạng của cặp pittông - xilanh. Đây cũng

chính là nội dung chính của luận văn.
Việc giải bài toán này dù tiến hành bằng phương pháp nào thì cũng phải dựa
trên cơ sở xây dựng mô hình toán học để tính toán. Trước đây việc xây dựng mô
hình toán học của các chi tiết động cơ thường chỉ dừng lại mô hình bài toán phẳng
(2D). Hiện nay, do sự phát triển của công nghệ thông tin và các phương pháp tính
toán hiện đại, mô hình 3D đã được ứng dụng rất rộng rãi để giải các bài toán kỹ
thuật và có thể dùng cho việc tính toán trường ứng suất của pittông và xilanh động
cơ đốt trong.
2.2. Mô hình hình học cặp pittông và xilanh động cơ khảo sát.
2.2.1. Mô hình hình học pittông.
Pittông động cơ là chi tiết có kết cấu phức tạp, thường được chia thành 3
phần chính: đỉnh, đầu và thân. Đỉnh pittông có nhiệm vụ cùng với xilanh, nắp
xilanh tạo thành buồng cháy, và là phần chịu phụ tải nhiệt rất lớn. Do mức độ quan
trọng của việc tạo xoáy lốc cho dòng khí, nên đỉnh pittông phải có kết cấu phù hợp
với hình dạng buồng cháy. Chính vì thế mà kết cấu của phần đỉnh hết sức phức tạp.
Phần đầu pittông có đường kính nhỏ hơn phần thân, và có các rãnh để lắp xéc măng
17
bao kín. Phần thân có nhiệm vụ dẫn hướng cho pittông chuyển động trong xilanh và
chịu tác dụng của lực ngang N.
Ø149.45
-0.05
R
4
R69
R67.5
120X4
-0.12
-0.35
19.3
+0.2

-0.2
87.8
+0.2
-0.2
68.1
+0.2
-0.2
Ø43A5
+0.34
23
Ø5.00
R3.00
R8
36.31
R27.5A7
+0.74
R
3
5
+
0
.
5
-
0
.
5
2.4
+0.11
+0.09

2.4
+0.09
+0.07
2.4
+0.07
+0.05
2.4
+0.05
+0.03
8.3A7
+0.36
R3
11
+0.2
-0.2
24.38
31.08
Ø137C4
-0.26
Ø42
-0.012
-0.028
38.5
+0.15
-0.15
Ø148.7
-0.05
R3
4.75
+0.5

-0.5
Hình 2.1: Kết cấu pittông động cơ D6.
Pittông của động cơ thường có tính lặp theo quỹ đạo tròn và tính đối xứng
mặt (đối xứng gương). Nên trong tính toán, để kết quả có độ chính xác cao, mô hình
hình học pittông chỉ cần mô hình hoá phần đặc trưng đó của kết cấu.
2.2.2. Mô hình hình học ống lót xilanh.
Xilanh động cơ đốt trong có dạng hình trụ, kết cấu gồm các phần chính như:
mặt gương (xilanh) tiếp xúc với môi chất công tác, chịu ma sát với xéc măng và
phần thân pittông. Mặt ngoài xilanh tiếp xúc trực tiếp với nước làm mát.
18
1.8
+0.2
-0.2
9
-0.2
194.5
+0.2
-0.2
20
+1
-1
17.5
-0.5
276.8C5
-0.58
Ø158
-0.1
Ø162
+0.3
-0.5

Ø150A
+0.04
Ø165H20
+0.043
+0.003
Ø164
+0.073
+0.003
3
+0.5
-1
Ø172C4
-0.26
R1
R0.2
3
0
°
+
5
°
-
5
°
R1
0.5x45°
R2
R
2
R

2
R
2
Ø157
+0.2
-0.3
100°
Hình 2.2: Kết cấu xilanh động cơ D6.
Xilanh của động cơ có tính đối xứng trục, nên trong tính toán, để kết quả có
độ chính xác cao, mô hình hình học có thể đại diện bởi một mặt cắt ngang bất kỳ đi
qua trục đối xứng. Do đó chúng ta sẽ sử dụng một lát mỏng 2D để thể hiện cả 360
0
của mô hình.
2.3. Mô hình tương tác giữa pittông - xilanh động cơ đốt trong.
Việc nghiên cứu chuyển động của pittông trong xilanh động cơ và sự tương
tác giữa chúng khi kể đến ảnh hưởng của phụ tải nhiệt, phụ tải cơ ( áp suất khí
cháy) như đã nêu trên là có ý nghĩa khoa học và thực tiễn cao. Khảo sát sự tương
tác giữa pittông và xilanh thường được tiến hành trên ba mô hình: không có khe hở
và không tương tác; có khe hở và không tương tác; có khe hở và có tương tác. Tuỳ
theo mục đích nghiên cứu để lựa chọn mô hình, trong nội dung luận văn của mình
tác giả lựa chọn mô hình có khe hở và có tương tác. Mô hình tương tác giữa pittông
và xilanh được giới thiệu trên hình 2.3 [6], [7], [8], [12].
19
Hình 2.3: Mô hình tương tác giữa thân pittông và thành xilanh [6], [7], [8], [12].
Các giả thiết đặt ra nghiên cứu như sau:
- Pittông chuyển động với 3 bậc tự do trong xilanh. Chuyển động của tâm chốt
pittông theo phương y là đã biết quy luật và được xác định bằng các phương trình
(1.5), (1.6) và (1.7). Chuyển động của thân pittông theo phương ngang, được chọn
theo hai toạ độ suy rộng là e
t

, e
b
. Hình 2.3a.
- Xilanh coi là vỏ trụ mỏng kết cấu đàn hồi tuyến tính, được rời rạc hoá bằng
phương pháp phần tử hữu hạn (PP PTHH) với các phần tử hình chữ nhật, số các
PTHH của kết cấu xilanh nằm trên quỹ đạo di chuyển của lực tương tác ở hai bên
thành xilanh, trực tiếp nhận lực tương tác được chọn sao cho mặt phẳng phần tử
vuông góc với phương tác dụng của lực tương tác (lực tương tác chỉ gây uốn phần
tử). Xilanh được cố định trong khối thân máy với các dạng liên kết khác nhau (vị trí
của các gối tựa của xilanh trên thân máy là bất kì). Bỏ qua biến dạng tại các gối tựa
của xilanh trên thân máy.
- Bao quanh mặt ngoài xilanh là lớp nước làm mát cho động cơ, được mô tả là nền
đàn hồi. PTHH kết cấu xilanh liên kết với nền (áo nước) được mô hình hoá bằng
20
một tấm chữ nhật có liên kết với nền qua phần tử đàn hồi hệ số k
n
(hệ số nền). Phần
tử đàn hồi k
n
có phương vuông góc với mặt phẳng phần tử.
- Màng dầu bôi trơn giữa thân pittông và thành xilanh là môi trường trung gian
truyền lực tương tác giữa chúng. Chuyển động phụ của pittông gây ra lực ép và lực
va đập giữa thân pittông với thành xilanh. Khi không có va đập (khi pittông ép về
từng phía với thành xilanh), lực tương tác giữa chúng truyền qua màng dầu được
thay thế bằng phần tử cản nhớt tuyến tính hệ số c
d
. Hình 2.3a lực tương tác được xét
trong mặt phẳng chứa đường tâm xilanh và vuông góc với trục chốt pittông (mặt
phẳng lắc của thanh truyền - mặt phẳng mà tương tác giữa chúng là lớn nhất [6],
[7], [8], [12]. Hình 2.3b khi có va đập (khi pittông xoay trong khe hở), lực tương tác

được thay thế bằng phần tử cản hệ số cản c
d
và phần tử đàn hồi với hệ số đàn hồi k
d
.
- Bài toán được nghiên cứu với các giả thiết gồm: Chế độ tốc độ động cơ ω không
đổi, bỏ qua ảnh hưởng của xéc măng đến chuyển động phụ của pittông.
- Tương tác giữa thân pittông với phần tử kết cấu xilanh theo phương ngang sẽ được
mô tả trên cơ sở thiết lập phương trình vi phân dao động của pittông cùng với dao
động của một phần tử kết cấu xilanh trực tiếp tương tác với pittông. Phương trình
dao động của pittông và phần tử kết cấu xilanh có các ma trận mô tả tương tác, chứa
khối lượng của pittông, xilanh và liên kết đàn hồi cản nhớt, véc tơ tải trọng nút phụ
thuộc vào thời gian và hành trình chuyển động của pittông theo phương y. Nghĩa là,
hệ phương trình dao động của pittông và phần tử kết cấu xilanh có chứa các thành
phần dịch chuyển của cả pittông và xilanh theo phương ngang, thể hiện tính chất
tương tác giữa chúng. Việc tập hợp các ma trận phần tử được thực hiện theo thuật
toán chung của PP PTHH.
2.4. Phương trình tương tác giữa thân pittông với thành xilanh.
Để làm cơ sở cho việc thiết lập phương trình dao động ngang của cụm
pittông - xilanh, mục này trình bày việc thiết lập phương trình mô tả dao động của
thân pittông với một phần tử kết cấu xilanh trực tiếp tiếp xúc và tương tác với
pittông [6], [7], [8], [12].
21
Hình 2.4: Xilanh được rời rạc hoá bằng PTHH với các phần tử chữ nhật-Phần tử
chữ nhật kết cấu xilanh trên nền đàn hồi. [6], [7], [8], [12].
Mỗi mảng cong của phần tử kết cấu xilanh được xấp xỉ bằng một phần tử
gồm 4 nút đồng phẳng. Xét phần tử chữ nhật trên hình 2.4, có kích thước axb, chiều
dày h, môđun đàn hồi E, hệ số Poát xông υ, khối lượng riêng ρ. Phần tử kết cấu
xilanh (các phần tử nằm trên quỹ đạo di chuyển của lực tương tác dọc theo hai phía
của thành xilanh) trực tiếp nhận lực tương tác được chọn sao cho mặt phẳng phần tử

vuông góc với phương tác dụng của lực tương tác (chỉ gây uốn phần tử). Điểm đặt
lực tương tác trên thành xilanh, trong hệ toạ độ cục bộ của phần tử vị trí (ξ, η) (với
ξ=const, η(t)) theo quỹ đạo là đường thẳng.
22
Hình 2.5: Tương tác giữa thân pittông với phần tử kết cấu xilanh.
Trong biểu thức (1.16), X
D
,
D
X
•
tương ứng là dịch chuyển và vận tốc theo
phương vuông góc với mặt phẳng phần tử kết cấu xilanh, điểm D (điểm đặt lực
tương tác trên thành xilanh – khi điểm D trên thân pittông tiếp xúc với thành
xilanh). Hình 2.4, sử dụng hàm dạng của phần tử kết cấu xilanh (phần tử vỏ, thành
phần uốn), ta có:
X
D
= [N(ξ, η(t))]{q
e
};
D
X
•
= [N(ξ, η(t))]{
e
q
•
}; (2.1)
Thay (2-1) vào (1-16) ta được:

F
1N
= - δ
s
[k
d
(e
t
- [N(ξ, η(t))]{q
e
})] - c
d
(
t
e
•
- [N(ξ, η(t))]{
e
q
•
}); (2.2)
Như vậy, phương trình (2.2) mô tả lực tương tác giữa thân pittông với phần tử kết
cấu xilanh qua môi trường trung gian là màng dầu, trong đó đã thấy xuất hiện
chuyển vị uốn của thành xilanh thông qua hàm dạng N(ξ, η(t)), mà lực tương tác
F
1N
được bổ sung vào phương trình chuyển động phụ của pittông (1.14). Điều này,
bước đầu thể hiện tính chất tương tác giữa thân pittông với thành xilanh.
Lực tương tác giữa thân pittông với phần tử kết cấu xilanh có phương vuông
góc với mặt phẳng phần tử, có điểm đặt di động qua lại dọc theo quỹ đạo là đường

thẳng đứng về hai phía với thành xilanh (phương Oy, toạ độ ξ=const), quy luật
chuyển động của điểm đặt được mô tả bằng hàm η(t), phụ thuộc vào hành trình
chuyển động chính của pittông theo phương y, đã được xác định ở mục trên.
23
Từ phương trình (1.14), ký hiệu:
[m
pt
] =
(1 ) (1 )
( )(1 )
p c
p
p
b a
m m
H H
I
b
m a b
H H

− + −



+ − −



( )

p c
p
p
b a
m m
H H
I
b
m a b
H H

+



− + −


;(2.3)
{F
0
} =
N s s f
N s s s f
F F F tg
M F y M
δ φ
δ
 
+ +

 
 
+ +
 
 
∑
∑
; (2.4)
[m
1
] =
(1 ) (1 )
p c
b a
m m
H H

− + −


p c
b a
m m
H H

+


; (2.5)
{ }

t
b
e
e
e
••
••
••
 
 
=
 
 
 
; (2.6)
f
1
= F
N
+ ΣF
s
δ
s
+ F
f
tgφ; (2.7)
trong đó:
+ [m
pt
], [m

1
] - lần lượt là ma trận khối lượng của pittông, ma trận hàng thứ
nhất của pittông
+ {F
0
},
{ }
e
••
- tương ứng là véc tơ các lực tác dụng lên pittông, véc tơ gia tốc
của pittông theo các toạ độ suy rộng
+ f
1
- tổng lực tác dụng lên pittông có phương vuông góc với thành xilanh.
Lực tương tác F
1N
được tính như sau:
F
1N
= [m
1
].
{ }
e
••
- f
1
; (2.8)
Lực tương tác (2.8) là lực tập trung tại vị trí (ξ, η(t)) được mô tả bởi lực phân bố
p(x, y, t) có dạng:

p(x, y, t) = F
1N
(t). δ(x - ξ, y - η); (2.9)
trong đó: δ(.) - là hàm Delta-Dirac với các tính chất sau:
δ(x - ξ, y - η) = 0; khi x ≠ ξ, y ≠ η; (2.10)
δ(x - ξ, y - η) = ∞; khi x = ξ, y = η; (2.11)
0
lim ( , )
c c
c
c c
x y dxdy
ξ η
ξ η
δ ξ η
+ +
→
− −
− −
∫ ∫
= 1; (2.12)
24
0 0
( , ). ( , ) ( , )
a b
f x y x y dxdy f
δ ξ η ξ η
− − =
∫∫
; 0<ξ<a; 0<η<b; (2.13)

Theo PP PTHH, véc tơ lực nút của phần tử được xác định từ lực phân bố p(x,
y, t) trên phần tử theo công thức:
{F
e
} =
[ ]
0 0
( , ) ( , , )
a b
T
N x y p x y t dxdy
∫∫
=
=
[ ]
1
0 0
( , ) ( ). ( , )
a b
T
N
N x y F t x y dxdy
δ ξ η
− −
∫∫
(2.14)
trong đó: [N(ξ, η(t))] là ma trận các hàm dạng của phần từ ở trạng thái uốn.
Theo tính chất của hàm Delta-Dirac (2.13), thì (2.14) trở thành:
{F
e

} = [N(ξ, η(t))]
T
F
1N
(t); (2.15)
Thay (2.8) vào (2.15) ta có:
{F
e
} = [N(ξ, η(t))]
T
([m
1
].
{ }
e
••
- f
1
) =
=[N(ξ, η(t))]
T
[m
1
].
{ }
e
••
- [N(ξ, η(t))]
T
f

1
; (2.16)
Phương trình vi phân dao động của phần tử kết cấu xilanh khi chịu uốn do tác dụng
của véctơ lực nút {F
e
} có dạng:
{ } { }
0 0 0
e e e e e e e
M q C q K q F
•• •
   
     
+ + =
   
     
   
; (2.17)
Từ phương trình vi phân dao động của pittông (1.15), với F
1N
xác định theo
(2.8), và phương trình vi phân dao động uốn của phần tử kết cấu xilanh xác định
theo (2.17) với véctơ lực nút (2.16), ta có:
{ }
0 0 0
e e e e e e
M q C q K q
•• •
   
     

+ +
   
     
   
=[N(ξ, η(t))]
T
[m
1
].
{ }
e
••
- [N(ξ, η(t))]
T
f
1
; (2.18)
trong đó:
0
e
M
 
 
,
0
e
C
 
 
,

0
e
K
 
 
,
[ ]
( , ( ))N t
ξ η
tương ứng là ma trận khối lượng, ma trận
cản, ma trận độ cứng của bản thân phần tử kết cấu xilanh chịu uốn, cấp 12x12 và
hàm dạng ma trận các hàm dạng của phần tử đối với chuyển vị uốn của phần tử, đã
được xác định trong các tài liệu về phần tử hữu hạn.
25