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

Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
15 
Giải pháp tạo tải mô phỏng tác dụng lên thanh truyền trong 
thiết bị thực nghiệm bôi trơn ổ đầu to thanh truyền 
A Solution for Creating the Simulating Load on Connecting-Rod in the Experimental Device for 
Lubricating Condiction of the Connecting-Rod Big End Bearing 
Trần Thị Thanh Hải 
Trường Đại học Bách khoa Hà Nội – Số 1, Đại Cồ Việt, Hai Bà Trưng, Hà Nội 
Đến Tòa soạn: 15-3-2018; chấp nhận đăng: 28-9-2018 
Tóm tắt 
Tuổi thọ và độ tin cậy làm việc của cụm trục khuỷu-thanh truyền trong động cơ đốt trong phụ thuộc rất nhiều 
vào chế độ bôi bơn. Thanh truyền là một bộ phận quan trọng của động cơ, trong đó đầu to thanh truyền làm 
việc trong điều kiện khắc nghiệt (tải trọng lớn và thay đổi liên tục, vận tốc lớn, nhiệt độ cao, ). Các nghiên 
cứu tính toán về bôi trơn gối đỡ này luôn luôn cần có các thiết bị thực nghiệm để kiểm nghiệm các tính toán. 
Bài báo này đưa ra giải pháp mô phỏng tải tương ứng chu kỳ làm việc của động cơ và phương pháp đo lực 
tác dụng lên thanh truyền (đầu to thanh truyền) bằng vật liệu quang đàn hồi trong thiết bị đặc chủng khảo 
sát bôi trơn ổ đầu to thanh truyền. Lực tác dụng lên thanh truyền gồm hai lực kéo/nén và lực uốn. Các lực 
này được đo bằng các cảm biến biến dạng thông qua lắp đặt các cảm biến theo mạch cầu. 
Keywords: Thanh truyền, ổ trượt, sơ đồ tải, cảm biến biến dạng, vòng đệm belleville 
Abstract 
The longevity and reliability of the crankshaft-connecting rod assembly in internal combustion engines 
depends very much on the lubricated regime. Connecting-rod is an important part of the engine, in which the 
connecting-rod big end bearing works in severe conditions (heavy load and dynamic, high velocity, high 
temperature, ...). The calculation research for this type bearing need always be equipped with experimental 
device to compare the calculated results and the experimental results. This paper presents the load 
simulation solution corresponding to the engine's operating cycle and the force measurement method 
applied to connecting-rod (connecting-rod big end) model of photoelastic in the special device for lubricating 
of the connecting-rod big end bearing. The force acting on the connecting-rod includes two 
traction/compression and flexion forces. These forces are measured by strain gauges by the installation of 
bridge sensors.). 
Từ khóa: Connecting-rod, bearing, load diagram, strain gauges, belleville washers 
1. Giới thiệu* 
Thanh truyền là một trong các bộ phận quan 
trọng của động cơ, trong đó đầu to thanh truyền (ổ 
đầu to thanh truyền: được tạo bởi thân thanh truyền, 
nắp thanh truyền và trục khuỷu) làm việc trong điều 
kiện khắc nghiệt (tải trọng lớn và thay đổi liên tục, 
vận tốc lớn, nhiệt độ cao, ). Do vậy, việc nghiên 
cứu đặc tính bôi trơn ổ đầu to thanh truyền trong quá 
trình làm việc đang được các nhà khoa học cũng như 
các nhà sản xuất hết sức quan tâm. Trong đó không 
thể thiếu các nghiên thực nghiệm nhằm kiểm chứng 
các mô hình tính toán lý thuyết. Có hai phương pháp 
thực nghiệm đang được các nhà khoa học trên thế 
giới áp dụng. Phương pháp thứ nhất là thực nghiệm 
với thanh truyền thật trên động cơ hoặc mô hình 
tương đương. Phương pháp thứ hai là thí nghiệm với 
* Địa chỉ liên hệ: Tel.: (+84) 978263926 
Email: hai.tranthithanh@hust.edu.vn 
thanh truyền mô phỏng trên thiết bị thực nghiệm với 
cơ cấu mô phỏng tải tương ứng với chu kỳ làm việc 
của động cơ. 
Về các nghiên cứu trên thanh truyền thật, năm 
1965, Cook [1] đã nghiên cứu đo quỹ đạo tâm trục 
của ổ trục khuỷu trong động cơ diezel một xi lanh 
bằng cảm biến điện từ, các kết quả cho thấy biến 
dạng đàn hồi của ổ thay đổi nhiều khi tải tác dụng 
lớn. Năm 1973, Rosenberg [2] sử dụng thiết bị tương 
đương để đo chiều dày màng dầu thông qua các cảm 
biến. Các kết quả cho thấy sự tương thích giữa chiều 
dày màng dầu và tải tác dụng. Năm 1985, 1987 và 
1988 Bates và cộng sự [3] [4] [5] đã xây dựng thiết bị 
sử dụng động cơ xăng V6 biến đổi để có thể đo các 
đặc tính của ổ đầu to thanh truyền. Năm 2001, 
Moreau [6] tiến hành đo chiều dày màng dầu của ba ổ 
của trục khuỷu và ổ đầu to thanh truyền của động cơ 
xăng 4 xilanh. Tác giả nghiên cứu ảnh hưởng của độ 
nhớt dầu bôi trơn, khe hở bán kính tới chiều dày 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
16 
màng dầu. Năm 2005, Michaud [7] và Fatu [8] đã 
tham gia xây dựng băng thử của LMS để nghiên cứu 
bôi trơn ổ đầu to thanh truyền trong điều kiện làm 
việc thực và khắc nghiệt. Tốc độ tối đa của động cơ 
đạt 20.000 v/ph với tải nén và kéo tác dụng là 90 KN 
và 60 KN. Các nghiên cứu trên thanh truyền mô 
phỏng, năm 1983, Pierre-Eugene [9] và các cộng sự 
đã nghiên cứu biến dạng đàn hồi của ổ đầu to thanh 
truyền dưới tác dụng của tải cố định. Thanh truyền 
được đúc từ nhựa epoxy. Thanh truyền được lắp với 
trục bằng thép quay với tốc độ 50 đến 200 v/ph, tải 
tác dụng thay đổi từ 60N đến 300N. Năm 2000, 
Optasanu [10] triển khai thiết bị thực nghiệm để 
nghiên cứu ổ đầu to thanh truyền với cơ cấu mô 
phỏng tải tương ứng với động cơ. Thiết bị tuân theo 
nguyên lý hệ biên-khuỷu và sử dụng một thanh 
truyền. Thanh truyền làm bằng vật liệu trong, nhựa 
epoxy PSM1 và PSM4. Năm 2012, Hoang [11] nâng 
cấp thiết bị này và sử dụng thanh truyền bằng vật liệu 
PLM4 và nghiên cứu nhiệt độ màng dầu thông qua 
các cảm biến nhiệt độ. 
Trong bài báo này, tác giả xây dựng cơ cấu tạo 
tải mô phỏng lực khí thể tác dụng lên thanh truyền 
(đầu to thanh truyền) bằng vật liệu quang đàn hồi 
trong thiết bị thực nghiệm khảo sát bôi trơn ổ đầu to 
thanh truyền. Tải mô phỏng này tương ứng với chu 
kỳ làm việc của động cơ. Lực tác dụng lên thanh 
truyền gồm hai lực kéo/nén và lực uốn. Các lực này 
sẽ được đo bằng các cảm biến biến dạng thông qua 
lắp đặt các cảm biến theo mạch cầu. 
2. Thiết bị thực nghiệm 
Thiết bị thực nghiệm tuân theo nguyên lý hệ 
biên-khuỷu (Hình 1). Thanh truyền mô hình gồm hai 
nửa, đầu nhỏ thanh truyền (8) bằng thép và đầu to 
thanh truyền (9a) và (9b) bằng vật liệu quang đàn hồi 
((9a) là thân đầu to thanh truyền, (9b) là nắp đầu to 
thanh truyền). Động cơ điện (2) quay truyền chuyển 
động tới trục khuỷu (11) qua hộp giảm tốc (3) làm 
cho trục khuỷu quay, khi trục khuỷu quay kéo theo 
piston dẫn (5) chuyển động tịnh tiến lên xuống nhờ 
được kết nối thông qua thanh truyền dẫn bằng thép 
(16) lắp với trục, đầu nhỏ lắp với piston dẫn. Cụm kết 
cấu này trượt dọc theo hai trụ của khung, liên kết (trụ) 
giữa piston dẫn và đầu nhỏ thanh truyền dẫn và trục 
quay cũng như giữa thanh truyền dẫn và trục khuỷu 
nhờ ổ đỡ. Trong quá trình làm việc thanh truyền dẫn 
(biên dẫn) lần lượt đẩy piston lên phía trên và kéo 
xuống phía dưới, chuyển động này tuân theo hệ biên-
khuỷu của động cơ nhiệt. Piston (7) đóng và trò như 
piston trong động cơ nhiệt, chuyển động tịnh tiến lên 
xuống theo piston dẫn, được liên kết với trục khuỷu 
(11) (qua bạc 10 lắp chặt với trục khuỷu) thông qua 
thanh truyền mô hình (gồm đầu nhỏ thanh truyền 
bằng thép (8) và đầu to thanh truyền bằng vật liệu 
quang đàn hồi (9a + 9b)) mô phỏng quá trình làm 
việc của piston trong động cơ. Thanh truyền nghiên 
cứu được đặt song song với thanh truyền dẫn. Ổ đầu 
to thanh truyền tạo bởi thân thanh truyền, nắp thanh 
truyền và trục. Đầu nhỏ của thanh truyền nghiên cứu 
liên kết và trượt theo piston. Khi làm việc (khi trục 
quay), các lực được tạo ra bởi chuyển động của piston 
và thanh truyền được cân bằng bởi áp suất trong 
màng dầu ổ đầu to thanh truyền. 
Hình 1. Sơ đồ nguyên lý thiết bị thực nghiệm 
Đầu to thanh truyền có đường kính 97,5 mm, 
chiều dày 20mm. Tổng chiều dài thanh truyền (bao 
gồm đầu to, đầu nhỏ và phần ghép nối là 241,5 mm 
(Hình 2). 
Hình 2. Thanh truyền mô hình 
3. Cơ cấu tạo tải tác dụng lên thanh truyền 
Trong động cơ thực, các lực tác dụng lên cơ cấu 
trục khuỷu thanh truyền gồm, lực khí thể (là lực sinh 
ra bởi quá trình cháy - giãn nở hỗn hợp khí trong xi 
lanh động cơ), lực quán tính (bao gồm lực quán tính 
của thanh truyền, piston và trục khuỷu), lực ma sát 
(ma sát giữa piston và xi lanh, giữa ổ đầu to thanh 
truyền và trục khuỷu, nội ma sát của dầu bôi trơn...), 
lực cản khí - thủy động và lực khác (trọng lực...). 
Trong các lực này, trừ trọng lực, độ lớn của lực khí 
thể và lực quán tính lớn hơn các lực cản và lực ma sát 
rất nhiều nên trong quá trình tính toán ta thường chỉ 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
17 
xét đến hai lực này. Lực khí thể và lực quán tính tác 
dụng lên thanh truyền thay đổi trong chu kỳ làm việc 
của động cơ được biểu diễn như hình 3 [12]. 
Hình 3. Đồ thị lực khí thể và lực quán tính [12] 
Ta thấy, lực khí thể (Pkt) trong động cơ thực đạt 
giá trị lớn nhất tại khoảng 3600, lực khí thể hướng 
xuống. Lực quán tính (Pqt) tại 3600 đạt giá trị lớn 
nhất, khi đó piston ở điểm chết trên và bắt đầu 
chuyển động xuống dưới, lực quán tính hướng lên. 
Tổng hợp của lực khí thể và lực quán tính là Pt. 
3.1. Nhiệm vụ, yêu cầu, kết cấu của cơ cấu tạo tải 
Hệ thống tạo tải có nhiệm vụ mô phỏng lực khí 
thể tác dụng lên thanh truyền với yêu cầu đồ thị lực 
mô phỏng tương đương với đồ thị lực khí thể trong 
động cơ thực. Sơ đồ hệ thống tạo tải như hình 4. 
Hình 4. Sơ đồ cơ cấu tạo tải 
Cơ cấu tạo tải (Hình 5) phải đảm bảo kết cấu 
nhỏ gọn và độ chính xác của hệ thống tạo tải. Một cơ 
cấu cam (6) được gắn trên piston dẫn và được dẫn 
động bằng hệ thống dây đai (4) đảm bảo độ tin cậy 
trong quá trình làm việc có rung động va đập cao. 
Piston dẫn chuyển động tịnh tiến và trục khuỷu (11) 
chuyển động quay kéo theo thanh truyền dẫn chuyển 
động song phẳng, do đó chia hệ thống đai làm hai 
cấp. Cấp thứ nhất truyền chuyển động từ trục khuỷu 
tới puly đai gắn trên chốt đầu nhỏ của thanh truyền 
dẫn, do chuyển động song phẳng của thanh truyền 
dẫn nên ta cần bộ căng đai giúp dây đai luôn ổn định 
trong quá trình hoạt động của thiết bị. Cấp thứ hai 
truyền chuyển động từ puly cấp thứ nhất đến trục của 
cam đảm bảo dẫn động cần thiết của hệ thống cơ cấu 
tạo tải ổn định. 
Lúc trục khuỷu ở 00, đỉnh cam hướng lên trên. 
Tỉ số tryền của hai puli là 2, trục của cam (6) giảm 
tốc hai lần so với trục khuỷu (11). Do vậy khi trục 
khuỷu quay được 3600 thì cam quay được 1800, đỉnh 
cam tỳ lên con đẩy, nén lò xo xuống tạo ra lực tác 
dụng lên đầu nhỏ thanh truyền. Bằng cách này mô 
phỏng sự nổ trong động cơ, lực lớn nhất này có thể 
thay đổi bằng độ cứng của lò xo. Tuy nhiên, nếu sử 
dụng lò xo sẽ gây ra độ trễ lớn trong quá trình tác 
dụng lực lên thanh truyền, do đó ta sử dụng vòng đệm 
belleville. 
 Hình 5. Cơ cấu tạo tải 
3.2. Các tính toán 
Tính toán cơ cấu tạo tải với yêu cầu lực lớn nhất 
tác dụng lên thanh truyền: Fmax = 500 N, Tốc độ quay 
của trục khuỷu n = 250 vg/ph. Theo đồ thị lực khí thể, 
khi trục khuỷu quay từ 00-2700 và từ 4500-7200 lực 
khí thể thay đổi rất nhỏ. Từ 2700- 4500 lực khí thể 
thay đổi lớn, tăng đến giá trị lớn nhất sau đó giảm dần 
về giá trị xấp xỉ bằng 0. Để thuận tiện trong quá trình 
thiết kế thiết bị ta coi giá trị lớn nhất của lực khí thể 
tại góc của trục khuỷu là α = 3600. Cam tạo tải có 
biên dạng và kích thước như hình 6. 
Hình 6. Cam tạo tải 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
18 
Chọn sơ bộ vòng đệm lò xo Belleville (Hình 7) 
theo tiêu chuẩn DIN 2093 có đường kính ngoài D = 
31,5 mm, đường kính trong d = 12,2 mm, độ dày t = 1 
mm, chiều cao tổng H = 1,9 mm, chiều cao tải (phần 
nón cụt): h = H – t = 1,9 – 1 = 0,9 mm, vật liệu thép 
có mô đun đàn hồi E = 2.1011 N/m2 = 2.105 N/mm2 và 
hệ số poissonµ = 0,3. 
Hình 7. Vòng đệm Belleville 
+) Tỉ số đường kính: 
31,5 2,582
12,2
D mm
d
δ = = = 
+) Hệ số tính toán: 
22
2,582 11
2,5821 1. . 0,767
1 2 2,582 1 2
1 ln 2,582 1 ln 2,582
δ
δα δπ π
δ δ
  
  
   
−−
= = =+ +− −
− −
+) Độ uốn lớn nhất: 
sm = h = 0,9 mm 
+) Lực tạo ra do vòng đệm bị uốn: 
4
2 2
5 4
2 2 N
4 .
. . . 1
(1 ). . 2
4.2.10 .1 0,9 0,9
 . . . 1
(1 0,3 ).0,767.31,5 1 1 1 1 2.1
vd
E t s h s h s
D t t t t t
s s s
F
µ α
    
    
    
    
    
    
− − +
−
− − +
−
=
=
(1) 
 Với s là độ uốn (chuyển vị) của vòng đệm 
Lực mô phỏng lực khí thể 
 Lực mô phỏng lực khí thể của cơ cấu tạo tải là lực do 
vòng đệm bị uốn gây ra (Fvđ). Lực tác dụng lên thanh 
truyền (kí hiệu là Ftt) sẽ là: 
Ftt = Fvđ + Fqtptnc + Fqtptd 
với Fqtptnc là lực quán tính của piston nghiên cứu, 
Fqtptd1 là lực quán tính do piston dẫn tác dụng lên 
thanh truyền nghiên cứu. 
Vậy: Fvđ = Ftt – Fqtptd1 – Fqtptnc 
Lực quán tính của piston nghiên cứu được tính như 
sau [13]: 
 Fqtptnc = – mptncRω2(cosα + λcos2α) (2) 
với mptcnc- khối lượng piston nghiên cứu 
mptnc = Vptnc.γ với Vptnc - thể tích piston nghiên cứu 
Vptnc = 4,964.10 -5 m3 (được xác định bằng phần mềm 
CATIA), với γ - khối lượng riêng của đầu nhỏ thanh 
truyền, γ = 7850 kg/m3 
Vậy: mptnc = 4,964.10-5.7850 = 0,387 kg, với λ= 0,23 
(thông số kết cấu). 
 Fqtptd1 = Fqtptd/2, với Fqtptd là lực quán tính của piston 
dẫn 
 Fqtptd = – mptdRω2(cosα + λcos2α), với mptd– khối 
lượng piston dẫn, mptd = Vptd.γ với Vptd – thể tích 
piston dẫn. Dùng phần mềm Catia ta tính được Vptd = 
7,01.10 -4 m3. 
Vậy: mptd = 7,01.10-4.7850 = 5,468 kg 
Khi trục khuỷu quay được α = 3600 (cam quay 1800), 
ta có: 
Ftt = 500 N 
Fqtptnc = – 0,387.55,55.10-3.26,182(cos3600 + 
0,23.cos(2.3600)) = –18,123N 
Fqtptd1 = Fqtptd/2 = – 5,468.55,55.10-3.26,182(cos3600 + 
0,23.cos(2.3600))/2 = –128,034 N 
Vậy ta được: 
Fvđ = 500 + 18,123 + 128,034 = 646,157 N 
Thay Fvđ vào biểu thức (1) ta được độ uốn s của 
vòng đệm khi cam quay 1800 s = 0,420 mm. Ta dùng 
10 vòng đệm lắp theo cặp như hình 8. 
Hình 8. Lắp vòng đệm belleville theo cặp 
 Khi đó, độ cứng của hệ là: 
 (3) 
Trong đó: k là độ cứng của một vòng đệm, k = Fvđ/s; 
ni là số lượng vòng đệm ở nhóm thứ i. 
Ta có 10 nhóm (g=10), mỗi nhóm một vòng đệm. 
Thay vào (3) ta được: K = k/10. 
Ta có độ uốn (chuyển vị) tổng của các vòng đệm 
belleville: 
smax = F/K = 10F/k = 10s = 10.0,420 = 4,20 mm 
Đồ thị lực mô phỏng lực khí thể của cơ cấu tạo tải 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
19 
Với chuyển vị tổng của các vòng belleville Smax 
(khi cam quay được 1800) vừa tính, ta có khoảng cách 
từ tâm cam đến con đội lúc hệ vòng đệm chưa bị uốn: 
d0 = 21 – 4,20 = 16,80 mm 
Gọi β là góc quay của cam, β = α/2, β0 là góc quay 
mà tại đó đỉnh cam bắt đầu tiếp xúc với con đội. 
Ta có: |cosβ0| = d0/21 = 16,80/21 = 0,800 
Nên β0 = 143,1300 
Do đó, khi 0 < β < 143,1300 và 216,8700 < β < 
7200, cam không tiếp xúc với con đội. Khi 143,1300 < 
β < 216,8700 cam tiếp xúc với con đội và làm vòng 
đệm bị uốn. 
Gọi d là khoảng cách từ tâm cam đến con đội. 
Ta có: d = |21cos β | 
Độ uốn của vòng đệm lúc cam quay góc β (β = α/2), s 
= d – 16,80. Thay vào biểu thức (1) ta tính được lực 
khí thể mô phỏng Fvđ. 
Ta nhận được đồ thị lực mô phỏng lực khí thể 
của cơ cấu tạo tải (Hình 9) có dạng tương đồng với đồ 
thị lực khí thể trong vùng xảy ra sự nổ trong động cơ. 
Hình 9. Đồ thị lực mô phỏng lực khí thể 
4. Phương pháp đo lực tác dụng lên thanh truyền 
Trong quá trình hoạt động, tải trọng tác dụng lên 
thanh truyền gồm hai thành phần (Hình 10), lực 
kéo/nén Fx và lực uốn Fy. Để xác định hai lực này, ta 
sử dụng các cảm biến đo biến dạng và nối thành mạch 
cầu, một mạch cầu đo các lực dọc trục (kéo/nén) và 
một mạch cầu đo lực uốn. 
Hình 10. Vị trí đặt cảm biến đo biến dạng để đo 
lực uốn và lực kéo/nén 
 Hình 11. Mạch cầu đo lực kéo nén Fx và lực uốn 
Để đo lực gây nén Fx ta dùng hai cảm biến dán 
song song lên mặt trên và mặt dưới thanh truyền và 
hai cảm biến không đặt trên thanh truyền để nối thành 
mạch cầu (Hình 11a). Tương tự để đo lực gây uốn Fy 
ta dùng mạch cầu bốn cảm biến (Hình 11b) dán song 
song ở hai mặt bên của thanh truyền. Vì thanh truyền 
ngâm trong dầu nên các cảm biến sẽ được phủ lớp 
sơn cách điện và sơn chống dầu. 
Sự cân bằng cho thanh truyền sẽ là: 
 𝐹𝐹𝑥𝑥𝑡𝑡 = 𝑁𝑁 𝐹𝐹𝑦𝑦 𝑡𝑡 . 𝑙𝑙 + 𝐶𝐶𝑚𝑚𝑚𝑚 = 𝑀𝑀 (4) 
Trong đó: Fxt, Fyt là hai thành phần của lực do áp suất 
thuỷ động trong màng dầu ổ đầu to thanh truyền; Cmd 
là mô men ma sát của ổ. N và M là lực pháp tuyến 
theo Ox và mô men uốn. 
5. Kết luận 
Bài báo đưa ra giải pháp tạo tải mô phỏng tác 
dụng lên thanh truyền trong thiết bị thực nghiệm bôi 
trơn ổ đầu to thanh truyền. Thanh truyền nghiên cứu 
được chế tạo bằng vật liệu quang đàn hồi. Một cơ cấu 
tạo tải sử dụng các vòng đệm Belleville và một cam 
tạo tải để tạo lực mô phỏng lực khí thể trong vùng 
xảy ra sự nổ trong động cơ. Lực khí thể mô phỏng có 
giá trị lớn nhất tại góc 360o của trục khuỷu là 646,15 
N và lực lớn nhất tác dụng lên thanh truyền tại vị trí 
này là 500 N. Ngoài lực khí thể mô phỏng, các lực 
khác tác dụng lên thanh truyền gồm lực quán tính của 
thanh truyền và lực quán tính của thanh truyền dẫn. 
Lực tác dụng lên thanh truyền trong quá trình hoạt 
động gồm các lực kéo/nén và lực uốn. Các lực này 
được xác định bằng các cảm biến biến dạng (nối theo 
mạch cầu) dán trên thanh truyền. 
References 
[1] Cooke W.L., 1965-1966, “Dynamic Displacement in 
a Diesel Engine Main Bearing”, Proceeding. 
Lubrication and Wear Second Convention, Instn. 
Mech. Engrs., Vol. 23. 
[2] Rosenberg R.C., 1973, “A Method for Determining 
the Influence of Multigrade oils on Journal Bearing 
Performance “, SEA TRANS. Paper 730483, Vol. 82. 
[3] Bates T.W., Evans P.G., 1985, “Effect of Oil 
Rheology on Journal Bearing Performance: Part 1 
Instrumentation of the Big-End Bearing of a Fired 
Tạp chí Khoa học và Công nghệ 129 (2018) 015-020 
20 
Engine”, Proc. Of the JSLE International Tribology 
Conference, 8-10 juillet, Tokyo, Japon, 1985. 
[4] Bates S T.W., Benwell S., Evans P.G., 1987, “Effect 
of Oil Rheology on Journal Bearing Performance: 
Part 2 - Oil Film Thickness in the Big-End Bearing of 
an Operating Engine”, Proc. 4th SAE Int. Pacific 
Conference on Automotive Engineering, Melbourne, 
Australia, Paper No. 871272. 
[5] Bates T.W., Benwell S., 1988, “Effect of Oil 
Rheology on Journal Bearing Performance: Part 3 - 
Newtonian Oils in the Connecting-Rod Bearing of an 
Operating Engine”, SAE Paper No. 880679. 
[6] Moreau H., 2001, “Mesures des Epaisseurs du Film 
d’Huile dans les Paliers de Moteur Automobile et 
Comparaisons avec les Résultats Théoriques”, Thèse 
de Doctorat de Université de Poitiers. 
[7] Michaud P., 2004, "Modélisation 
Thermoélastohydrodynamique Tridimensionnelle des 
Paliers de Moteurs. Mise en Place d'un Banc d'Essais 
pour Paliers Sous Conditions Sévères", Thèse de 
Doctorat à Université de Poitiers. 
[8] Fatu A., 2005, “Modélisation numérique et 
expérimentale de la lubrification de palier de moteur 
soumis à des conditions sévères de fonctionnement”, 
Thèse de doctorat de l'Université de Poitiers. 
[9] Pierre-Eugene J., 1983, “Contribution à l’Etude de la 
Déformation Elastique d’un Coussinet de Tête de 
Bielle en Fonctionnement Hydrodynamique 
Permanent”, Thèse de Doctorat de l’Université de 
Poitiers. 
[10] Optasanu V., 2000, “Modélisation Expérimentale et 
Numérique de la Lubrification des Paliers Compliants 
sous Chargement Dynamique”, Thèse de Doctorat de 
l’Université de Poitiers. 
[11] Hoang L.V., 2002, “Modélisation Expérimentale de la 
Lubrification Thermoélastohydrodynamique des 
Paliers de Tête de Bielle. Comparaison entre les 
Résultats Théoriques et Expérimentaux”, Thèse de 
Doctorat de l’Université de Poitiers. 
[12] Phạm Minh Tuấn, Lý thuyết động cơ đốt trong, NXB 
Khoa học và kỹ thuật, 2012. 
[13] Trần Thanh Hải Tùng, Bài giảng Tính toán thiết kế 
động cơ đốt trong, Khoa Cơ khí giao thông, Trường 
Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng, 2007.