國民大學校産業技術大學院自動車工學專攻朴炯柱

(1)

工學碩士學位論文

커 커 커넥 넥 넥팅 팅 팅 로 로드 로 드 드 시 시 시스 스 스템 템 템에 에 에서 서 서의 의 의 엔 엔 엔진 진 베 진 베 베어 어 어링 링 링의 의 의 탄

탄 탄성 성 성유 유 유체 체 체 윤 윤 윤활 활 활에 에 에 관 관 관한 한 한 연 연 연구 구 구

A A

A s s st t tu u ud d dy y yo o on n nE E El l la a as s st t to o oh h hy y yd d dr r ro o od d dy y yn n na a am m mi i ic c cL L L ubrication ubrication ubrication ubrication _o _o _of _f _f E

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國民大學校産業技術大學院自動車工學專攻

朴炯柱

2004

(2)

커 커 커넥 넥 넥팅 팅 팅 로 로드 로 드 드 시 시 시스 스 스템 템 템에 에 에서 서 서의 의 의 엔 엔 엔진 진 베 진 베 베어 어 어링 링 링의 의 의 탄

탄 탄성 성 성유 유 유체 체 체 윤 윤 윤활 활 활에 에 에 관 관 관한 한 한 연 연 연구 구 구

A A

A s s st t tu u ud d dy y yo o on n nE E El l la a as s st t to o oh h hy y yd d dr r ro o od d dy y yn n na a am m mi i ic c cL L L ubrication ubrication ubrication ubrication _o _o _of _f _f E

E

En n ng g gi i in n ne e eB B Be e ea ar a r ri i in n ng gs g s si i in n nC C Co on o n nn n ne e ec ct c t ti i in n ng g gR R Ro o od d dS S Sy ys y s st t te e em m m

指指

指導導導敎敎敎授授授張張張時時時烈烈烈

이 이 이 論論論文文文을 을 工 을 工工學學學碩碩碩士士士學學學位位位論論論文文文으 으로 으 로 로 提提提出出出함 함 함 2

2 20 0 00 0 05 5 5년 년 년 6 6 6월 월 월 일 일 일

國民大學校産業技術大學院自動車工學專攻

朴炯柱

(3)

목

목 목 차 차 차

국문 요약 ・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・ ⅲ Abstract ・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・ⅳ Nomenclature ・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・ ⅴ Listoffigures・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・ ⅶ Listoftables ・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・ ⅸ Listofphoto ・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・ ⅸ

1.서 론 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ ^・ 1 1.1연구 배경 ^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・ 1 1.2연구 목적 ^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・ 3

2.이론적 고찰 ^・・^・^・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・ ^・ 4 2.1엔진의 기본 구성요소 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・・ ^・ 4 2.2시스템의 운동방정식 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・・ ^・ 5 2.3저널 베어링의 2차원 비선형 지배방정식 ^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・・ ^・ 7 2.4AVL EXCITE 에서의 Elastohydrodynamic2(EHD2)^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・ 8

2.4.1수학적 모델 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ ^・ 8 2.4.2좌표계 ^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・ 10 2.4.3커넥팅 로드에 대한 FEM (FiniteElementModel)^・^・・^・^・^・^・^・ 12 3.시물레이션 과정 및 방법 ^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ ^・ 14 3.1서론 ^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ 14 3.2프로-프로세스 (Pre-process)^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・ ^・ 16

3.2.1CATIA에서의 모델링 ^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ 16

(4)

3.2.2ABAQUS에서의 inp파일생성^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ 17 3.3EXCITE에서의 모델링 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・ 18 3.3.1바디 종류와 제원 ^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・ 19 3.3.2조인트 종류와 제원 ^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・ ^・ 24 3.4로드 데이터 (Loaddata)^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・ 28

4.결과 및 고찰 ^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・・ 29 4.1저널 베어링에서 오일 점도에 따른 해석결과 ^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・ 29 4.2저널 베어링에서 엔진 회전수에 따른 해석결과 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ ^・ 33 4.3저널 베어링에서 베어링 틈새에 따른 해석결과 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ ^・ 36

5.결 론 ^・^・・^・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・・ ^・ 40

References ^・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・・^・・^・^・^・^・^・・^・^・^・・^・^・^・ 41

(5)

국 국 국 문 문 문 요 요 요 약 약 약

자동차 엔진 내에서 발생되는 연소 가스 압력에 의해 생성된 힘은 피스 톤과 커넥팅 로드를 통해 크랭크샤프트로 전달되며 이 과정에 있어서 엔 진 베어링은 크랭크샤프트와 커넥팅 로드를 연결해주는 부품으로 엔진의 원활한 작동을 위해 중요한 기능을 한다.또한 크랭크 각도가 변화함에 따라 크랭크샤프트와 커넥팅 로드 베어링의 상대속도와 전달된 하중이 베 어링 내의 유막 두께에 어떠한 영향을 주는지 고찰한다.

한편 엔진 내에서 베어링이 차지하는 부분은 작지만 엔진의 내구성과 성능에 큰 영향을 미치므로 엔진 베어링의 설계는 중요하며,또한 신뢰성 있는 베어링의 설계를 위해서 베어링의 재질,형상,윤활유의 점성등의 여 러 요소들을 고려하여야 한다.이들 중에서 베어링에 형성되는 최소 유막 두께는 베어링의 성능에 큰 영향을 주므로 이를 정확하게 계산함으로써 베어링 내에서 최적의 윤활 상태가 유지되게 베어링을 설계할 수 있다.

또한 엔진 베어링은 동압유체 윤활에 기본을 두고 있으나 실제의 윤활에 서는 윤활면이 탄성변형 되어 이때는 동압유체 윤활 해석으로는 정확한 결과를 얻을 수 없기에 탄성유체윤활이 필요하다.

본 연구는 탄성유체 윤활 해석이 가능한 상용프로그램인 AVL EXCITE 를 이용하여 실제 엔진 압력이 작용하였을 때 커넥팅 로드와 크랭크샤프 트 사이의 엔진 베어링에서의 최소 유막 두께,접촉압력,저널의 회전 운 동 궤적 등을 구하고자 한다.이러한 탄성 변형을 고려한 엔진 베어링의 동적 거동의 해석은 엔진 베어링의 설계 기술은 물론 엔진 성능 향상을 위해 많은 정보를 제공할 수 있다.

(6)

A

A AB B BS S ST T TR R RA A AC C CT T T

A A

A s s st t tu u ud d dy y yo o on n nE E El l la a as s st t to o oh h hy y yd d dr r ro o od d dy y yn n na a am m mi i ic c cL L L ubrication ubrication ubrication ubrication _o _o _of _f _f E

E

En n ng g gi i in n ne e eB B Be e ea ar a r ri i in n ng gs g s si i in n nC C Co on o n nn n ne e ec ct c t ti i in n ng g gR R Ro o od d dS S Sy ys y s st t te e em m m

Theenginebearingtransmitsthepowersfrom cylindertocrankshaft with small clearance between connecting rod and crankpin. The minimum oilfilm thicknessisasignificantparameterin theoperation ofbearing.Thecontactpressure ofbearing should be considered for the reason thatelastic deformation ofbearing be caused by contact pressureofbearing.Thereareimportantfactorswhicharemaintaining ofminimum oilfilm thickness,expecting ofthe length ofmaximum and minimum oilfilm thickness with changing ofthe loads to keep running normally.Thisstudy hasconsideredan elasticdeformation of journalbearingtogetrealvalue.Asaresultof,itshowsminimum oil film thickness, contact pressure, orbital path, friction loss power depending on rotational speed of crankshaft, viscosity of oil and bearing clearance,furthermore,thisstudy can contributetothedesing ofenginebearingandcrankshaftsystem.

(7)

N

N No o om m me e en n nc c cl l la a at t tu u ur r re e e



_clearance, [m]

 journaleccentricity, [m]





 

 frequency, [Hz]

 oilfilm thickness, [m]

 

_ _averagecl_earancehei_{ght, [m]}



 connectingrodmass, [kg]



 pistonpinmass,[kg]

 hydodynamicpressure, [pa]

 mean(expected)pressure, [pa]

 crankpinradius, [m]

 time



 circumferentialvelocityofthejournalsurface, [rad/s]



 circumferentialvelocityoftheshellsurface, [rad/s]





 

 poisson'sratioatthecontactsurface

 coordinateincircumferentialdirection

 coordinateinaxialdirection

 radiusatasperitysummit, [m]

 eccentricityratio



 surfacedensitypeaksonthesurface

 viscosity, [Pa.s]

(8)

 angularcoordinate

 meanfillratio

 ratio=





 where



 istheconnectingrodlength

 dampingratio

 

^



^ =compositermsroughness









 

 = standard deviation ofclearanceheightatshell andjournalsurface

 anglebetweentheconnectingrodandpistoncenterline,[rad]





 



 

 pressureandshearflow factor

 angularvelocityofthecrankpin [rad/s]

(9)

L

L Li i is s st t to o of f ff fi f i ig g gu u ur r re e es s s

Fig.2.1 Schematicdiagram ofpistonandconnectingrodbearing Fig.2.2 Forceanalysisonthecrankgear

Fig.2.3 Film geometry

Fig.2.4 Cylindercoordinatesystem ofthebearing Fig.3.1 Diagram ofthesimulation

Fig.3.2 ModelofconnectingrodinCATIA

Fig.3.3 A meshedconnectingrodmodelinABAQUS Fig.3.4 EXCITE model

Fig.3.5 Rayleighdampingofpiston-pin Fig.3.6 Rayleighdampingofcrank-pin Fig.3.7 Dampingofaxial-thrustjoint Fig.3.8 Stiffnessofaxial-thrustjoint Fig.3.9 Cylinderpressure

Fig.4.1 Comparisonofminimum oilfilm thicknesswithvariousoilviscosity Fig.4.2 Comparison of hydrodynamic friction loss power with various oil

viscosity

Fig.4.3 Comparisonofpeakoilfilm pressurewithvariousoilviscosity Fig.4.4 Comparisonofpeakasperitycontactpressurewithvariousoil

viscosity

Fig.4.5 Comparisonofasperityfrictionlosspowerwithvariousoilviscosity Fig.4.6 Comparisonoforbitalpathwithvariousoilviscosity

Fig.4.7 Comparisonofminimum oilfilm thicknessatvariousenginespeeds Fig.4.8 Comparisonofhydrodynamicfrictionlosspoweratvariousengine

speeds

Fig.4.9 Comparisonofpeakoilfilm pressureatvariousenginespeeds

(10)

Fig.4.10 Comparisonoforbitalpathatvariousenginespeeds

Fig.4.11 Comparisonofminimum oilfilm thicknesswithvariousbearing clearance

Fig.4.12 Comparisonofpeakoilfilm pressurewithvariousbearingclearance Fig.4.13 Comparisonofhydrodynamicfrictionlosspowerwithvarious

bearingclearance

Fig.4.14 Comparisonofpeakasperitycontactpressurewithvariousbearing clearance

Fig.4.15 Comparison of asperity friction loss power with various bearing clearance

Fig.4.16 Comparisonoforbitalpathwithvariousbearingclearance

(11)

L L

Li i is s st t to o of f ft t ta a ab b bl l le e es s s

Table3.1 Specificationofconnectingrodbody Table3.2 Materialdampingofpiston-pinbody Table3.3 Specificationofpiston-pinbody Table3.4 Materialdampingofcrank-pinbody Table3.5 Stiffnessmatrixofcrank-pinbody Table3.6 Specificationofcrank-pinbody Table3.7 Materialdampingofconrodbody Table3.8 Geometrydataoflinerbody Table3.9 DOF dataoflinerbody Table3.10 Specificationofbig-endjoint Table3.11 Specificationofpistonlinerjoint Table3.12 Specificationofsmall-endjoint Table3.13 Specificationofaxial-thrustjoint

L L Li i is s st t to o of f fp p ph h ho o ot t to o o

Photo3.1Connectingrodusedforthesimulation

(12)

1.서 론

1.1연구 배경

현대의 자동차는 운반목적과 더불어 생활의 한 필수품으로 인식되고 있다.다양한 편의시설과 고출력 자동차를 소비자들이 선호함에 따라 자 동차의 편의시설과 출력은 많이 향상 되었지만,출력 향상은 있는 반면에 연료소비 절감을 위한 다른 문제는 아직 해결 되어야 할 부분이 아직 많 이 남아있다.이로 인하여 연료소비 절감을 위한 연구가 활성화 되고 있 으며 그의 한 방안으로 마찰 손실의 중요성이 점차 대두되고 있다.일반 적으로 엔진의 도시마력을 100으로 환산했을때 기계적 마찰손실이 23%, 펌핑 손실이 17%,나머지 유효마력이 60% 정도이다.따라서 23%의 마찰 손실을 기계설계 측면에서 적절하게 제어 할 수 있다면 그만큼 엔진의 효 율을 증가시킬수 있을 것이다.기계적 마찰 손실을 일으키는 각 부품은 크랭크샤프트와 커넥팅로드 대단부를 연결해주는 베어링과 피스톤과 커넥 팅로드 소단부를 연결해주는 베어링,두 베어링은 주기적으로 변하는 하 중을 받는 부품으로 엔진에서 차지하는 부분은 미소 하지만 엔진의 성능 에 크게 영향을 주는 중요한 부품이다.

커넥팅 로드 대단부 베어링은 엔진 작동 중 연소실내의 압력과 각 구동 부분 질량의 관성력에 의한 하중을 지지하므로 베어링의 성능을 평가하기 위해서는 시간의 변화에 따른 베어링 내의 유막 두께,압력 및 저널의 회 전운동 궤적을 구하는 것이 필수적이다.

엔진이 경량화 고출력화 됨에 따라 엔진은 점점 더 가혹한 운전조건에 서 사용되고 있어서 이에 따라 베어링 내에서의 유막 파괴와 마찰손실의 증대,심하게는 베어링의 파손 등으로 인한 엔진 전체의 파손까지 이어지 는 심각한 문제를 유발시킨다.따라서 엔진 베어링의 동적 해석을 통해서

(13)

커넥팅 로드 대단부와 소단부에 작용하는 하중을 구함으로써 베어링 내에 서 유막의 파괴 및 마찰 손실을 줄일 수 있으며 이로 인하여 베어링의 최 적 설계와 최적의 엔진상태를 유지할 수 있다.

(14)

1.2연구 목적

엔진 베어링은 연소실에서 발생한 압력을 커넥팅로드와 크랭크샤프트 사이에서 회전부의 하중을 지지해준다.비록 엔진내에서 작은 부분을 차 지하고 있지만 원할한 엔진의 작동과 최적의 성능을 위해,중요한 기능을 하고 있다.엔진 베어링의 가장 큰 특징은 정적하중을 받는 일반적인 베 어링보다 몇배의 면압을 받으며,또한 주기적인 동적 하중을 받는 것이다.

또한 베어링이 받는 하중 역시 그 크기와 방향이 시간에 따라 변화하며 이에 따라 베어링 내의 틈새에서 크랭크핀의 중심도 같이 변화한다.이러 한 동적하중을 받는 엔진 베어링이 정상적으로 작동하기 위해서는 하중의 변화에 대해서 베어링 틈새에서 최소 유막 두께를 유지하는 것이 중요하 다.이것은 일정 압력 이상으로 유막 압력을 상승시켜 유막이 파괴되는 일이 없어야 하기 때문이다.엔진 베어링 설계함에 있어서 하중 변화에 따른 최소 유막 두께와 최대 유막 두께의 예상은 커넥팅 로드 시스템의 내구성과 성능에 매우 중요하며,더 나아가 크랭크샤프트계의 설계의 핵 심 기술이 된다.그리고 오일 점도는 엔진 베어링의 성능에 많은 영향을 주며,일반적으로 점도가 높을수록 최소 유막 두께는 커지고 ,따라서 마 찰손실도 커지는 것을 알고 있다.

본 연구에서는 점도에 따른 엔진 베어링내의 최소 유막 두께와 마찰손 실 두 결과로 최적조건을 찾고자 한다,이러한 설계 정보는 엔진의 효율 과 내구성을 증진시킬수 있으며,커넥팅로드 베어링의 설계에 필요한 최 소 유막두께,접촉압력,최대오일 압력,저널의 회전운동 궤적등을 크랭크 의 회전속도,윤활유체점성과 베어링 틈새 크기에 따라 변화를 구하고,동 역학적으로 해석하는 것이다.

(15)

2.이론적 고찰

2.1엔진의 구성요소

엔진의 구성요소로 피스톤(piston), 실린더(cylinder), 커넥팅로드 (connecting rod),크랭크샤프트(crankshaft)로 구성되며,커넥팅 로드 소 단부와 피스톤 사이에,대단부와 크랭크 샤프트 사이에 대단부 베어링이 위치함으로서 실린더내의 폭팔력,커넥팅로드와 크랭크샤프트 사이의 회 전 관성력에 의해 복합적으로 작용함으로 이들의 동역학적 관계를 나타낼 수 있다.

커넥팅로드에서 엔진 베어링의 위치는 Fig2.1에 나타낸다.

Fig.2.1Schematicdiagram ofpistonandconnectingrodbearinng

(16)

2.2시스템의 운동 방정식

FIg2.2는 크랭크계의 힘이 작용하는 것을 보여준다.

Fig2.2ForceAnalysisonthecrankgear

대단부 베어링에 작용하는 힘 ^^와 ^^ 는 크랭크핀과 커넥팅로드 대단 부 사이에서 발생한 동수압의 적분에 의해 평형을 이룬다.집중 질량법을 사용하여 커넥팅 로드 질량의 1/3은 피스톤 핀에서 집중되어 있고 나머지 2/3는 크랭크 핀에 집중되도록 하였다.

(17)

따라서 ^^와 ^^는 다음과 같이 계산된다.



_

 

 

_



^

     

_(2.₁₎



_

  

_

 

_





^(2.²⁾



_는 연소가스의 힘이고



_는 관성력이며,다음과 같이 계산 된다.



_

 

_

 

 

^



_;



_

 

_

 

 

_



^

      

_(2.₃₎

유막압력의 적분값은



_ _와



_ _{와 같아야 한다.}

베어링에서의 힘의 균형은 다음과 같이 주어진다.

 _ ^{} ^ ^ ^

^

^

^(2.⁴⁾

 _ ^{} ^ ^ ^

^

^

^(2.⁵⁾

여기서 S는 안쪽 베어링의 표면이다.

(18)

2.3저널 베어링의 2차원 비선형 지배 방정식

엔진 베어링에서 유막의 두께를 나타내기 위해서는 회전운동과 병진운 동을 동시에 고려해야 한다.Fig 2.3은 병진운동 하는 저널베어링의 유막 두께를 나타내며 이와 같은 기하학적 조건에서 병진운동에 의한 편심량 e ,각도



와 틈새 c로 표현된다.

Fig2.3Filim geometry

점성유체의 유동은 나비어-스토크(Navier-Stokes)방정식과 연속 방정 식으로부터 유체 윤활에서 기본 방정식인 레이놀즈(Reynolds)방정식이 유도 되며,다음과 같다.

    

_

  

_



_(2.₆₎



 

^



   

 

^



     

   

 

_(2.₇₎

(19)

2.4 AVL EXCITE에서의 유체탄성역학(Elastohydrodynamic2(EHD2))

2.4.1수학적 모델

탄성체의 힘이 가해질때 EHD2타입에 의하여 물체는 연결되며 이 러한 힘들은 두물체의 틈새에서 작용하는 유막 압력(Oilfilm ptessure)의 적분에 의하여 계산된다.유막 압력은 셀(Shell)이 고정된 좌표계에서 질 량이 보존된 캐비테이션 모델(CavitationModel)레이놀드 방정식을 계산 함으로서 결정된다.



  _  ^







  

  _  ^









 _ _







 _ __   _

 (2.8)

레이놀즈 방정식은 다음의 윤활영역에서 압력에 대해 풀어진다.

 ≧ _∧    (2.9)

캐비테이션 영역에서 유체와 기체의 비율은 다음과 같이 정의 된다.

  



∧  

(2.10)

윤활과 캐비테이션 지역은 레이놀즈 방정식을 계산하는 동안 반복적으 로 결정된다.EHD2조인트에서의 오일의 점도는 일정하다고 가정하거나, 또는 다음 법칙들중 한가지에 적용되는 유막압력에 의해 결정된다.

(20)

배러스 공식(Barus-formula);

  

_

⋅

^ _(2.₁₁₎

롤랜즈공식(Roelands-formura);



 ⋅  _

  _

 _∞

  

_

⋅ 

 ⋅  _

    

 _

^  

(2.12) 접촉점에서 거칠거칠함에 의해 발생한 압력은 다음과 같이 표현 된다.



_

 



 

 

_

 

_



^



^

 ^ 

^



__{ }

 







_(2.₁₃₎



___

   

^{ }

  



_



^^^{  }

 ^



_

≧ 

  ^



_

≧

여기서



_ 는 거칠거칠한 꼭대기로 벗어난 높이이며,



_{는 거칠거칠한}

꼭대기에서 반경이고



_ 는 각 표면에서 표면 밀도 최고점들이고,h 는 접촉하고 있는 표면들 사이의 간극을 나타낸다.거친 표면에서 탄성운동 은 탄성 모듈 합성에 의해 주어지면 다음과 같이 표현할 수 있다.



^

 

   

^





   

^







(2.14)



_ _과



_ 는 접촉면에서 포아송비(Poissonratio)를 말한다.

(21)

2.4.2좌 표 계

Fig2.4Cylindericalcoordinatesystem ofthebearing

Fig.2.4는 베어링에서의 계산을 위한 원통형 좌표계를 보여주며,유막과 관련된 모든 결과 데이터는 위의 좌표게를 사용한다.데이터는 베어링 쉘 에서 연결된 결절점(Node)들의 좌표로부터 결정되고 다음과 같다.

(1)베어링 축은 첫번째 결절점 평면에서 결절점의 중심을 통해 움직이며, 모든 결절점에서 질량은 같다고 가정한다.

(2)축의 방향은 첫번째 결절점과 두번째 결점점과 첫번째 결절점 평면에

(22)

서의 첫번째 결절점과 3번째 결절점에서의 벡터(Vector)의 곱으로 결 정된다.따라서 베어링 축의 양의 방향을 보면 첫번째 평면의 결절점 들이 시계방향으로 정렬되어 있다.

(3)베어링의 중심평면에서 축의 좌표는 0이고 첫번째 결절점 평면과 마 지막 결절점 평면 사이의 중간에 정의 된다.

(4)원통형 좌표계의 각 좌표는 첫번째 결절점 평면의 첫번째 결절점에서 시작된다.

(5)쉘 각의 양의 방향은 첫번째 결절점과 두번째 결절점으로부터 나타낸 다.

(6)저널에서 각 좌표는 계산이 시작될 때 쉘에서의 각 좌표와 일치한다.

(23)

2.4.3커넥팅 로드에 대한 FEM(FiniteElementModel)

EHD2조인트의 최고의 성능을 위해서는 쉘 부분과 저널 부분의 FE 모델은 다음의 조건을 만족시켜야 한다.

(1) 쉘 부분은 3D육면체 요소(hexaeder element) 또는 쉘 요소(shell element)로 모델링 되여야 한다.

(2)저널은 빔 요소(beam element)또는 3D 육면체 요소 또는 쉘 요소 를 이용하여 모델링 되어야 한다.

(3)구조물의 단순화(condensation)를 하는 동안 결절점을 존속시키는 것 이 힘을 결절점에 적용할수 있는 유일한 방법이다.단순화하는 동안 유막과 접촉되어 있는 어느 결절점도 삭제하지 말아야 한다.이러한 것들은 EXCITE 모델의 변수에 의해 계산되지 않는 오류를 일으킬 수 있다.

(4)쉘과 저널 모두의 틈새는 무시한다.저널과 쉘의 형상과 틈새는 물체 와 연결하기 위해서 기하학적 입력으로 들어가므로 FE모델의 아무런 변화 없이 틈새를 변화하여 수행 할 수 있다.

(5)두 형태의 연결 절절점 배치가 사용될 수 있다.만약 저널과 쉘 모두 3D육면체 요소 또는 쉘 요소로 모델링 됐다면 저널과 쉘은 같은 결 절점 배치로 되어야 한다.

FEM모델의 첫번째 형태 :저널 또는 쉘 표면에 연결된 결절점은 연속 적인 축좌표로 된 평면에 있어야 하며 각 평면에서는 같은 수의 결절점으 로 이루어져야 한다.쉘에는 축방향으로 최소한 3개의 결절점과 원주방향 으로 40개의 결점점이 있어야 하며 축 방향으로 5개의 결절점을 추천한 다.두 평면에서 대응하는 결절점의 각 위치(angularposition)는 같을 필

(24)

요가 없거나 프로그램은 첫번째 평면에서 결절점의 중심에 의하여 계산되 는 각 시간 단계에 있는 베어링 축을 평가하고 이러한 결절점 중 3개에 의해 평면에 대한 벡터가 정의된다.또한 저널에서 결절점의 축좌표는 쉘 에서 결절점의 축좌표와 일치할 필요는 없다.

FEM 모델의 두번째 형태 :저널과 쉘에 연결된 결절점은 일정한 각좌 표(angularcoordinate)의 지역에 위치하여야 한다.쉘에는 원주방향으로 40개의 결절이 있어야 하며 축방향에는 최소한 3개의 결절점이 있어야 한 다.축방향으로는 5개의 결절점의 사용이 추천된다.또한 이웃하는 두 지 역에서 서로 대응하는 결절점의 축 위치(angularposition)가 같을 필요는 없다.삼각형 요소(triangularelement)의 사용은 연결된 물체의 기하학적 테두리에서 허락된다.

(25)

3.시뮬레이션 과정 및 방법 3.1서 론

AVL EXCITE를 실행하기 위해서는 프리-프로세스(pre-process)의 과정이 필요하다.본 연구에서 시행한 시뮬레이션에서는 프리-프로세스에 서 CATIA V5R11과 ABQUS/CAE 6.4-PR11두개의 소프트웨어가 사용 되었다.

Fig.3.1은 시뮬레이션의 과정을 간략하게 나타낸 것이다.

Fig3.1Diagram ofthesimulation

國民大學校 産業技術大學院 自動車工學專攻 朴 炯 柱

工學碩士學位論文

커 커 커넥 넥 넥팅 팅 팅 로 로드 로 드 드 시 시 시스 스 스템 템 템에 에 에서 서 서의 의 의 엔 엔 엔진 진 베 진 베 베어 어 어링 링 링의 의 의 탄

탄 탄성 성 성유 유 유체 체 체 윤 윤 윤활 활 활에 에 에 관 관 관한 한 한 연 연 연구 구 구

A A

A s s st t tu u ud d dy y yo o on n nE E El l la a as s st t to o oh h hy y yd d dr r ro o od d dy y yn n na a am m mi i ic c cL L L ubrication ubrication ubrication ubrication o o of f f E

E

En n ng g gi i in n ne e eB B Be e ea ar a r ri i in n ng gs g s si i in n nC C Co on o n nn n ne e ec ct c t ti i in n ng g gR R Ro o od d dS S Sy ys y s st t te e em m m