cơ sở lý thuyết tính toán thành phần khí thải động cơ diesel

24

Chương II
CƠ SỞ LÝ THUYẾT TÍNH TOÁN THÀNH PHẦN KHÍ
THẢI ĐỘNG CƠ DIESEL VÀ ĐỘNG CƠ DIESEL-LPG

25

2.1. Chn phng án hòa trn lng nhiên liu diesel - LPG
2.1.1. Các png án hòa trn lng nhidiesel - LPG
2.1.1.1. Trộn nhiên liệu diesel với LPG dạng lỏng trước khi phun vào buồng đốt
Hệ thống cung cấp nhiên liệu loại này gồm có bình chứa khí hóa lỏng
LPG áp suất cao, hệ thống van kết nối với bình chứa điều khiển lưu lượng
khí hóa lỏng LPG, bộ trộn (hình 2.1) . Hệ thống van điều tiết, kiểm soát lưu
lượng được điều khiển bằng mô đun điều khiển trung tâm, căn cứ vào các tín
hiệu từ các cảm biến của xe, theo nhu cầu nhiên liệu của động cơ.
Nhiên liệu diesel được nén bằng bơm và chứa trong bình áp lực cao
trước khi đưa vào buồng trộn. Lượng diesel cung cấp được điều khiển
bằng van kiểm soát lưu lượng và được điều khiển bởi bộ điều khiển điện tử.

Nhiên liệu LPG ở dạng lỏng được đưa từ bình chứa qua các van điều
khiển và trộn với diesel tại buồng trộn thành một hỗn hợp nhiên liệu lỏng,
hỗn hợp này vẫn được duy trì áp suất và được bơm vào ống góp
chung (commonrail) rồi qua vòi phun, phun vào buồng đốt.
Ưu điểm:
- LPG có thể trộn với diesel theo tỷ lệ khá cao, góp phần giảm
Hình 2.1. Sơ đồ hệ thống trộn nhiên liệu diesel - LPG ở dạng lỏng.


26

lượng tiêu thụ nhiên liệu diesel.
- Kết cấu động cơ diesel nguyên bản không bị thay đổi nhiều.
Nhược điểm:
- Khi tăng tốc độ vòng quay, động cơ làm việc không ổn định.
- Với tỷ lệ hòa trộn LPG cao thì tính bôi trơn của nhiên liệu sẽ giảm
đi, dẫn đến những vấn đề liên quan đến mài mòn chi tiết, làm tăng chi phí
bảo dưỡng sửa chữa động cơ.
2.1.1.2. Phun trực tiếp LPG lỏng vào buồng đốt
Nhiên liệu diesel và LPG được bơm cao áp nén với áp suất cao và phun
vào buồng cháy của động cơ (hình 2.2) . Có thể sử dụng vòi phun chung cho cả
hai loại nhiên liệu (combi-injector), hoặc sử dụng hai vòi phun riêng biệt.

Hình 2.2. Sơ đồ hệ thống phun trực tiếp LPG vào buồng đốt
1.Đầu phun kết hợp; 2. Đường dẫn nhiên liệu; 3. Điều khiển dầu; 4. Van
xả;Van khí; 6. Cung cấp khí có áp suất cao; 7. Bơm đôi; 8. Trục cam
Trường hợp sử dụng hai vòi phun riêng biệt cho LPG và diesel thì phải
cải tạo động cơ rất phức tạp và tốn kém chi phí. Sử dụng vòi phun chung hai
nhiên liệu thì vòi phun dễ bị mài mòn do đặc tính bôi trơn kém của LPG.
Ưu điểm:

27

- Kiểm soát được nồng độ hỗn hợp cháy.
- Đáp ứng kịp thời mọi chế độ tải.
Nhược điểm:
- Dễ đóng băng làm tắc ống dẫn nhiên liệu LPG.
- Bơm nhiên liệu LPG dễ bị hóa hơi và ngưng tụ.
- Thiết bị điều khiển phức tạp.
2.1.1.3. Phun LPG vào đường ống nạp
Hiện nay phương pháp hòa trộn LPG với không khí trước khi phun hỗn
hợp này vào buồng đốt được áp dụng khá phổ biến. Hệ thống cung cấp LPG
bao gồm bình chứa LPG, bộ hóa hơi giảm áp và vòi phun LPG (hình 2.3).
LPG từ bình chứa được đưa đến bộ hóa hơi giảm áp để giảm áp suất
LPG xuống một giá trị phù hợp, bộ phận này sử dụng nhiệt của nước làm
mát động cơ để tăng tốc độ hóa hơi LPG. Sau khi được hóa hơi giảm áp,
LPG được dẫn qua các van điều khiển đến vòi phun và phun vào đường ống
nạp động cơ. Tại đây LPG hơi hòa trộn với không khí từ máy nén của turbo
tăng áp tạo thành hỗn hợp LPG-không khí trước khi đưa qua các họng hút đi

vào buồng cháy của động cơ.
Ưu điểm:
- Kết cấu gọn nhẹ, lắp đặt đơn giản.
- Không phải cải tạo động cơ diesel nguyên bản.
- Quá trình cháy hoàn toàn, hiệu suất cháy cao.
Nhược điểm:
- Tỷ lệ hòa trộn diesel - LPG không ổn định khi tốc độ và tải trọng
động cơ thay đổi.
- Động cơ dễ bị cháy kích nổ khi tỷ lệ hòa trộn cao.






28












Hình 2.3. Sơ đồ hệ thống phun LPG vào đường ống nạp động cơ
1. Bình chứa LPG; 2. Van điện từ; 3. Bộ giảm áp hóa hơi; 4. Van tiết lưu;

5. Cảm biến tín hiệu áp suất nạp; 6. Vòi phun LPG
2.1.2. Chn phg án hòa n lg nhiên lu diesel - LPG
Căn cứ vào ưu nhược điểm của các phương án hòa trộn lưỡng
nhiên liệu diesel - LPG và để phù hợp với mục tiêu nghiên cứu, đề tài chọn
phương án phun LPG vào đường ống nạp động cơ để khảo sát tính toán và
thực nghiệm. Sơ đồ bố trí hệ thống cung cấp LPG vào động cơ diesel được
trình bày trên hình 2.4.
LPG từ bình chứa được đưa đến bộ hóa hơi giảm áp, tại đây LPG bay
hơi, áp suất giảm đến giá trị làm việc phù hợp. Vòi phun LPG và sensor thu tín
hiệu áp suất được lắp vào đường ống nạp, trong quá trình hóa hơi, LPG sẽ thu
nhiệt gây ra hiện tượng đóng băng nên cần phải có một nguồn nhiệt đưa vào để
duy trì khả năng làm việc của bộ hóa hơi giảm áp. Để giải quyết vấn đề này,
hai ống dẫn nước của thiết bị được lắp vào đường nước vào và ra két nước làm
mát của động cơ, do đó sẽ bổ sung nhiệt hâm nóng bộ giảm áp hóa hơi, làm
tăng tốc độ hóa hơi LPG và tránh hiện tượng đóng băng trong hệ thống.


29









Hình 2.4. Sơ đồ bố trí hệ thống cung cấp LPG và hệ thống nhiên liệu
động cơ diesel tăng
áp

Hình 2.4. Sơ đồ bố trí hệ thống cung cấp LPG và hệ thống nhiên
liệu vào động cơ diesel tăng áp.
1. Bầu lọc khí; 2. Bộ làm mát khí nạp; 3. Ống xả; 4. Bơm cao áp; 5. Bầu lọc thô;
6. Turbo tăng áp; 7. Vòi phun; 8. Đường ống lấy tín hiệu áp suất nạp; 9. Đường
ống dẫn LPG đã hóa hơi; 10. Bơm tiếp nhiên liệu; 11. Van điều chỉnh lưu lượng
LPG;12. Bầu lọc tinh; 13. Bình chứa LPG; 14. Đường ống dẫn LPG; 15. Két
làm mát động cơ; 16. Thùng nhiên liệu diesel; 17. Bộ giảm áp hóa hơi.

2.2. C s lý thuyt quá trình chay trong ông c di c diesel -
LPG
2.2.1. Quá trình chay tronông c diesel
Khác với động cơ xăng, quá trình hình thành hỗn hợp đối với động cơ
diesel được thực hiện bên trong xi lanh. Nhiên liệu có áp suất cao được phun
vào xi lanh ở cuối hành trình nén, trước thời điểm quá trình cháy diễn ra .
Nhiên liệu lỏng được phun với tốc độ cao thành một hoặc nhiều tia phun qua
các lỗ phun nhỏ trên vòi phun, sau đó được xé tơi thành những hạt nhỏ

30

và phun vào trong buồng cháy động cơ. Các hạt nhiên liệu này có kích
thước khác nhau và phân bố không đều trong xi lanh động cơ. Lớp nhiên liệu
trên bề mặt hạt bắt đầu bay hơi và khuếch tán nhanh vào khối không khí nóng
xung quanh, tạo ra các lớp hỗn hợp hơi nhiên liệu và không khí. Lớp hỗn hợp
nằm sát với bề mặt hạt có thành phần đậm và nhiệt độ thấp do hạt nhiên
liệu hấp thụ nhiệt để bay hơi, lớp hỗn hợp càng xa hạt nhiên liệu thì thành
phần càng nhạt và có nhiệt độ càng cao. Khi nhiệt độ và áp suất của lớp hỗn
hợp cao hơn điểm tự cháy của nhiên liệu, quá trình tự cháy xuất hiện sau thời

gian trễ khoảng vài độ góc quay trục khuỷu. Quá trình cháy của phần hỗn hợp
này làm áp suất trong xi lanh tăng nhanh, do đó phần hỗn hợp chưa cháy bị
nén mạnh, thời gian chuẩn bị cháy được rút ngắn và phần này được cháy rất
nhanh, đồng thời thời gian bay hơi của nhiên liệu lỏng còn lại cũng giảm.
Quá trình phun nhiên liệu tiếp tục cho đến khi toàn bộ lượng nhiên liệu cần
thiết được cung cấp hết vào xi lanh động cơ. Toàn bộ nhiên liệu phun vào đều
lần lượt trải qua các quá trình xé tơi, bay hơi, hòa trộn nhiên liệu với không
khí và bốc cháy. Trong suốt hành trình cháy và giãn nở, liên tục diễn ra sự
hòa trộn của không khí còn sót lại trong xi lanh với hỗn hợp đang cháy và đã
cháy.
Quá trình cháy của động cơ diesel thực chất là các phản ứng cháy của
nhiên liệu với không khí. Sản phẩm của quá trình cháy bao gồm: CO
2
, H
2
O,
N
2
, O
2
, CO, HC cháy không hết, NOx, bụi, khói và tuỳ thuộc vào chất lượng
của nhiên liệu mà sản phẩm cháy có thể có SOx. Trong các thành phần khí thải
thì NOx, phát thải hạt, CO và HC cháy không hết là phát thải gây độc hại
nghiêm trọng nhất của động cơ đốt trong .
Như vậy, quá trình hình thành hỗn hợp và cháy trong động cơ diesel là
một quá trình phức tạp. Có thể rút ra một số vấn đề chính từ quá trình cháy
trong động cơ diesel như sau:
- Nhiên liệu được phun vào buồng cháy ngay trước khi quá trình cháy
diễn ra nên không có hiện tượng kích nổ như đối với động cơ xăng. Do đó, có
thể tăng tỷ số nén giúp tăng hiệu suất cao hơn với động cơ xăng.

31

- Nhiên liệu diesel phải có chỉ số xetan đủ lớn để rút ngắn thời
gian cháy trễ, điều này đảm bảo việc có thể kiểm soát thời điểm bắt đầu
cháy qua thời điểm bắt đầu phun nhiên liệu và đảm bảo áp suất khí cháy tối
đa trong xi lanh không vượt quá giới hạn cho phép.
- Mô men của động cơ được điều chỉnh theo lượng nhiên liệu phun vào
cho mỗi chu trình trong khi lượng không khí nạp gần như không đổi nên trên
đường nạp động cơ không cần có bướm tiết lưu, công suất bơm nhỏ nên hiệu suất
cơ giới của động cơ diesel ở chế độ tải trọng trung bình cao hơn so với động cơ
xăng.
- Khi lượng nhiên liệu cung cấp cho một chu trình tăng, lượng
muội than (bồ hóng) được hình thành do nhiên liệu cháy không hết tăng lên,
do vậy hệ số dư lượng không khí ở chế độ toàn tải phải cao hơn 20% hệ số
dư lượng không khí ở điều kiện cháy tiêu chuẩn.
Trong động cơ diesel tốc độ hòa trộn hỗn hợp sẽ quyết định tốc
độ cháy, vì vậy buồng cháy của động cơ diesel cần đảm bảo hòa trộn nhanh
giữa nhiên liệu phun vào và không khí trong xi lanh để quá trình cháy hoàn
thành trong khoảng góc quay thích hợp gần điểm chết trên. Quá trình
cháy trong động cơ diesel có thể được chia thành 4 giai đoạn gồm: Cháy trễ,
cháy nhanh, cháy chính (cháy chậm) và cháy rớt (Hình 2.5) .
Giai đoạn cháy trễ (I): Được tính từ khi bắt đầu phun nhiên liệu vào
buồng cháy đến khi bắt đầu cháy. Đặc điểm của giai đoạn này là:
+ Tốc độ phản ứng hóa học tương đối chậm, phản ứng tạo ra các sản
phẩm trung gian.
+ Nhiên liệu được phun liên tục vào buồng cháy, lượng nhiên liệu
được phun vào cuối giai đoạn cháy trễ khoảng 30-40%, cá biệt đối với
một vài động cơ cao tốc có thể tới 100%.
Giai đoạn cháy nhanh (II): Trong giai đoạn này xảy ra quá trình cháy

của nhiên liệu đã được hòa trộn với không khí trong giai đoạn cháy trễ, quá

32

trình cháy này diễn ra rất nhanh, chỉ trong vài độ góc quay trục khuỷu. Đặc
điểm của giai đoạn này là:
+ Hình thành nguồn lửa, tốc độ cháy tăng nhanh, tốc độ tỏa
nhiệt thường lớn nhất, cuối giai đoạn này lượng nhiên liệu được đốt cháy
chiếm khoảng 1/3 lượng nhiên liệu cấp cho chu trình.
+ Áp suất và nhiệt độ môi chất tăng nhanh.
+ Nhiên liệu tiếp tục được phun vào làm tăng nồng độ nhiên liệu trong
hỗn hợp.













Hình 2.5. Đồ thị biểu diễn các giai đoạn trong quá trình cháy động cơ diesel
Trong giai đoạn cháy nhanh, tốc độ tăng áp suất Δp/Δφ rất lớn, nếu giá
trị này quá lớn sẽ tạo ra các xung áp suất va đập vào bề mặt các chi tiết tạo
thành buồng cháy gây tiếng gõ, làm giảm tuổi thọ động cơ. Tình hình cháy
trong giai đoạn này phụ thuộc chính vào lượng nhiên liệu cung cấp và

sự chuẩn bị về vật lý và hóa học của hỗn hợp trong giai đoạn cháy trễ. Nếu
giai đoạn cháy trễ kéo dài, lượng nhiên liệu phun vào nhiều và được chuẩn bị
đầy đủ để cháy thì sau khi có một điểm bắt đầu cháy, màng lửa sẽ lan nhanh

33

đến mọi nơi trong buồng cháy làm tốc độ cháy và tốc độ tăng áp suất rất lớn.
Giai đoạn cháy chính (III): Khi phần hỗn hợp nhiên liệu/không khí hòa
trộn trong giai đoạn cháy trễ được đốt cháy hết, tốc độ cháy (hay tốc độ tỏa
nhiệt) trong giai đoạn tiếp theo phụ thuộc vào tốc độ hình thành hỗn hợp đủ
điều kiện có thể cháy. Có nhiều yếu tố ảnh hưởng đến tốc độ hình thành hỗn
hợp và cháy trong giai đoạn này như: Mức độ phun sương, khả năng bay hơi
nhiên liệu, tốc độ hòa trộn hơi nhiên liệu với không khí, các phản ứng hóa
học chuẩn bị cho sự cháy. Trong đó tốc độ cháy bị chi phối lớn nhất bởi quá
trình hòa trộn hơi nhiên liệu với không khí. Tốc độ tỏa nhiệt có thể đạt giá trị
đỉnh thứ hai (thường thấp hơn đỉnh thứ nhất) và sau đó dần dần giảm
xuống. Một số đặc điểm cơ bản của giai đoạn này là:
+ Quá trình cháy tiếp diễn với tốc độ cháy khá lớn, cuối giai đoạn này
khoảng 70-80% nhiệt lượng được tỏa ra.
+ Nhiên liệu đã kết thúc phun, do lượng sản vật cháy tăng nhanh nên
nồng độ nhiên liệu và ôxy giảm.
+ Nhiệt độ tăng đến giá trị lớn nhất, tuy nhiên do piston bắt đầu đi
xuống nên áp suất hơi giảm xuống.
+ Nồng độ sản phẩm của quá trình cháy trung gian giảm, nồng độ sản
phẩm cháy cuối cùng tăng.
Giai đoạn cháy rớt (IV): Quá trình tỏa nhiệt vẫn tiếp diễn với tốc độ thấp
ngay trong hành trình giãn nở. Một phần nhỏ nhiên liệu chưa được cháy, một
phần năng lượng của nhiên liệu ở dưới dạng bồ hóng và các sản phẩm của quá
trình cháy giàu nhiên liệu vẫn tiếp tục tỏa nhiệt. Đặc điểm của giai đoạn này là:
+ Tốc độ cháy giảm dần đến kết thúc cháy, tốc độ tỏa nhiệt giảm

dần tới không.
+ Thể tích môi chất trong xi lanh tăng dần nên áp suất và nhiệt độ môi
chất giảm xuống.
Điều kiện cháy trong giai đoạn này kém do áp suất, nhiệt độ thấp,
chuyển động của dòng khí yếu và sản phẩm cháy tăng dẫn đến tăng khả năng
hình thành muội than. Phần nhiệt lượng tỏa ra trong giai đoạn này không

34

những chuyển thành công ít hiệu quả hơn so với các giai đoạn trước mà còn
tăng phụ tải nhiệt cho các chi tiết, tăng tổn thất nhiệt truyền cho nước làm mát
và làm giảm tính năng của động cơ.
2.2.2.  s lý thuy quá trình cháy tronng c s dg lng
nhiên li diesel - LPG
Trong động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel - LPG, LPG được hóa
hơi và phun vào đường ống nạp, hòa trộn với không khí tạo thành hỗn hợp đi
vào xi lanh động cơ. Cuối kỳ nén, hỗn hợp khí bị nén lại, áp suất và nhiệt độ
tăng lên, khi piston gần tới điểm chết trên, nhiên liệu diesel được phun vào trong
xi lanh.
Tương tự như trong động cơ diesel-CNG, môi chất trong xy lanh sẽ
hòa trộn với hơi nhiên liệu ở phần vỏ hình nón của tia nhiên liệu. Đường bao
của tia nhiên liệu chia không gian buồng cháy thành 2 vùng: Vùng chưa
cháyvà vùng cháy (Hình 2.6).

Hình 2.6. Phân chia vùng cháy trong động cơ diesel - LPG
Vùng chưa cháy là vùng hỗn hợp đồng nhất của LPG và không khí, nằm
bên ngoài hình nón của tia nhiên liệu. Vùng cháy nằm bên trong hình nón của tia
nhiên liệu là nơi diễn ra quá trình cháy, thành phần môi chất trong vùng này
gồm sản phẩm cháy, nhiên liệu diesel chưa cháy, hỗn hợp LPG và không khí chưa
cháy.

35

Quá trình cháy của hỗn hợp môi chất nạp diễn ra sau khi hơi nhiên liệu
diesel tự cháy. Trong quãng thời gian cháy trễ, nhiệt độ và áp suất của
môi chất trong cả 2 vùng đều tăng nhanh khi piston vẫn tiếp tục chuyển động
tới gần điểm chết trên, đồng thời lượng diesel bay hơi tiếp tục tăng lên và
hòa trộn với môi chất nạp tạo hỗn hợp cháy và thâm nhập vào vùng cháy.
Khi quá trình cháy xảy ra, 2 vùng trên bị phân cách bởi màng lửa bao phủ bề
mặt của tia nhiên liệu diesel với chiều dày màng lửa khoảng 0,2mm. Màng
lửa này sẽ lan truyền qua toàn bộ không gian buồng cháy theo phương vuông
góc với bề mặt ngoài của vùng cháy (Hình 2.7).
Hỗn hợp LPG và không khí sẽ cháy khi màng lửa lan tràn qua tạo
ra các sản phẩm cháy, do vậy lượng nhiệt tỏa ra sẽ phụ thuộc vào tốc độ lan
tràn của màng lửa và lượng LPG trong hỗn hợp. Tổng lượng nhiệt tỏa ra bao
gồm cả phần nhiên liệu LPG và diesel.

Hình 2.7. Hướng lan truyền của màng lửa trong buồng cháy

36

Quá trình cháy trong động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel -
LPG khá phức tạp vì kết hợp các hiện tượng cháy ở động cơ xăng và
động cơ diesel. Ngoài giai đoạn cháy trễ và cháy rớt giống như trường hợp đơn
nhiên liệu diesel, quá trình cháy này có thể chia thành 3 giai đoạn chính .
Hình 2.8. Quá trình tỏa nhiệt trong động cơ sử
dụng lưỡng nhiên liệu diesel- LPG
1. Điểm bắt đầu quá trình cháy
2. Điểm cực đại ở giai đoạn cháy thứ nhất
3. Điểm cực tiểu giữa hai giai đoạn cháy
4. Điểm cực đại ở giai đoạn cháy thứ hai
5. Điểm kết thúc quá trình cháy
- Giai đoạn 1: Giai đoạn cháy nhanh với nhiên liệu diesel và một
phần nhỏ nhiên liệu khí. Quá trình cháy này chủ yếu do nhiên liệu diesel phun

37

vào cùng với một lượng nhỏ LPG bị cuốn vào vùng cháy, thể hiện bằng đỉnh
thứ nhất trên hình 2.8.
- Giai đoạn 2: Giai đoạn cháy nhanh với phần lớn nhiên liệu LPG
và một phần nhiên liệu diesel. Quá trình cháy này chủ yếu do nhiên liệu

LPG cùng với một lượng nhỏ diesel, thể hiện bằng đỉnh thứ 2 trên hình 2.8.
- Giai đoạn 3: Giai đoạn cháy khuếch tán của diesel và khí còn lại.
Trong giai đoạn này lượng nhiên liệu diesel và LPG còn lại tiếp tục cháy nốt.
Giá trị cực đại trên đồ thị biểu diễn giai đoạn cháy nhanh của nhiên liệu
diesel và LPG phụ thuộc nhiều vào tỷ lệ diesel và LPG thay thế. Giới hạn này
được xác định dựa vào lượng LPG phun vào động cơ mà không gây ra hiện
tượng cháy kích nổ.
Theo A. Bilcan, O. Le Corre and M. Tazerout , nhiệt lượng tỏa ra
trong quá trình cháy của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel – LPG theo góc
quay của trục khuỷu động cơ được xác định từ phương trình mô tả quy
luật cháy Vibe (2.1).



Trong đó:
θ Góc quay trục khuỷu hiện thời [độ]


 Nhiệt tỏa ra tính đến góc quay trục khuỷu θ [J]
Q Tổng nhiệt lượng tỏa ra trong quá trình cháy [J]
a
w
Hằng số phụ thuộc vào tỷ lệ nhiên liệu LPG cung cấp vào xi lanh
S Hệ số hình dạng (thông số kích thước)
θ
o
, Δθ Thời điểm và thời gian diễn ra quá trình cháy [độ]
Hệ số hình dạng S quyết định biên dạng của đồ thị tốc độ tỏa nhiệt (ROHR), giá
trị S càng lớn, giá trị cực đại của ROHR càng cao. Thời điểm bắt đầu và kết thúc
của quá trình của mỗi giai đoạn cháy phụ thuộc vào tỷ lệ diesel-LPG.

Quy luật tỏa nhiệt trong động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG được trình
bày trong hình 2.9

38














Hình 2.9. Các giai đoạn trong quá trình cháy động cơ diesel-LPG
Đối với mỗi giai đoạn cháy cần phải xác định được thời điểm bắt đầu và kết
thúc. Các thời điểm này được xác định theo tỷ lệ hòa trộn diesel-LPG khác nhau.
Phương trình tính toán và các hệ số được trình bày trong bảng 2.1.
Thời điểm bắt đầu giai đoạn cháy nhanh của nhiên liệu diesel được xem là
cùng với thời điểm bắt đầu của toàn bộ quá trình cháy. Giai đoạn cháy nhanh
của nhiên liệu LPG được xem là giai đoạn cháy tiếp theo giai đoạn cháy nhiên
liệu diesel, khi mà điều kiện bên trong xy lanh đủ để hình thành quá trình cháy
của nhiên liệu khí. Giá trị hằng số được lựa chọn cho 2 giai đoạn cháy đối với
mỗi tỷ lệ LPG khác nhau như thể hiện trong bảng 2. Giá trị θo được điều chỉnh
tùy theo từng loại động cơ

39












Bảng 2.1. Phương trình tính toán giá trị của các góc bắt đầu và kết thúc giai
đoạn cháy nhiên liệu cho các chế độ khác nhau
Giá trị tối ưu của cặp hệ số (S, Q) được xác định bằng cách tối thiểu hóa
sai số mô hình cần xây dựng và các giá trị thực nghiệm của đường ROHR tại
mỗi tỷ lệ diesel-LPG khác nhau.
Sai số cho mỗi giai đoạn cháy được xác định theo phương trình sau

Trong đó:
ε
k
Sai số [%]

θs và θe Góc quay trục khuỷu ứng với thời điểm bắt đầu và kết thúc của giai
đoạn cháy hiện thời
dQp/dθ và dQm/dθ Giá trị tính toán và giá trị thực nghiệm của ROHR.
Phương trình tính toán trong bảng 2.1 được sử dụng để xác định quy luật cháy
và tỏa nhiệt của động cơ lưỡng nhiên liệu ở các tỷ lệ diesel-LPG khác nhau.
Tỷ lệ năng lượng do LPG sinh ra trong tổng năng lượng của nhiên liệu

40

diesel-LPG được tính theo công thức sau

Trong đó:
CCR: Tỷ lệ % năng lượng do LPG sinh ra trong tổng năng lượng của lưỡng
nhiên liệu diesel-LPG
m
LPG
: Khối lượng LPG tiêu thụ [kg]
H
uLPG
: Nhiệt trị thấp của LPG
m
diesel
: Khối lượng diesel tiêu thụ [kg]
H
udiesel
: Nhiệt trị thấp diesel.
Nhiệt trị thấp của LPG là 45,31MJ/kg, của diesel là 42,5 MJ/kg, dựa vào đó ta
có thể xác định được tỷ lệ % năng lượng LPG trong tổng năng lượng được đốt
cháy trong quá trình hoạt động của động cơ.
2.3.  s lý thuy quá trình cháy tronng c s dg lng nhiên

li diesel - LPG
2.3.1. Nhng phn t chuyn tn
Thành phần của khí gas có thể được mô tả dựa trên một số lượng tùy ý những
phần tử, được xác định bởi người sử dụng.
Có ít nhất 7 phần tử là: nhiên liệu, O
2
, N
2
, CO
2
, H
2
O, CO, H
2
.
2.3.2. c tính tng phn t
Trạng thái tiêu chuẩn của từng phần tử là thể khí. Đặc tính nhiệt động học được
tính bằng cách sử dụng các đa thức thích hợp:
















Trạng thái enthalpy tiêu chuẩn đưa ra bởi công thức:









Do đó:

41





















Trạng thái entropy tiêu chuẩn đưa ra bởi công thức:











Do đó:














 
 




2.3.3 c tính hn hp
Đặc tính hóa nhiệt của hỗn hợp khí được tính toán bởi trọng lượng khối từng
phần tử.
2.3.4 Định nghĩa về các đặc tính
Bảy hệ số cần thiết cho mỗi 2 khoảng nhiệt độ để đánh giá đa thức trên theo
dạng sau:






 

 



 




 













 




























 




















 


Tất cả các lượng nhiệt động lực học khác có thể được bắt nguồn từ c
p
, H và S.
Để thuận tiện, BOOST đưa ra các phần tử sau :
O HCL
O2 HCNO
OH GASOLINE
CO HYDROGEN
CO2 METHANE
N METHANOL
N2 ETHANOL
NO DIESEL
NO2 BUTANE

42

NO3 PENTANE
N2O PROPANE
NH3 CH4
H C2H2
H2 C2H4
H2O C2H6
SO C3H4
SO2 C3H6
SO3 C3H8

Danh sách trên không đầy đủ, “user data” cho phép người sử dụng xác định các
đặc tính, thêm bớt các phần tử tùy ý.
2.3.4  các phn t nhiên liu
Đối với tính toán nạp các phần tử chuyển tải truyền thống thì chỉ có duy nhất 1
thành phần nhiên liệu được đưa ra. Tuy nhiên, bằng cách điều chỉnh tỷ lệ không
khí/nhiên liệu (A/F) và nhiệt trị thấp hơn, người ta có thể kiểm soát được các
thong số chính liên quan đến nhiên liệu. Các phần tử nhiên liệu bổ sung có thể
được thêm vào theo yêu cầu.
Đối với tính toán nạp các phần tử chuyển tải chung, việc điều chỉnh tỷ lệ và
thành phần nhiên liệu đã được khái quát hóa. Điều này có nghĩa là “nhiên liệu”
có thể bao gồm 1 số lượng tùy ý các thành phần. Các phần tử được xác định
trong danh sách có thể là 1 trong những thành phần của nhiên liệu. Đối với mỗi
thành phần nhiên liệu, người sử dụng chỉ định 1 tỷ lệ xác định khối lượng hay
thể tích của thành phần này, liên quan đến tổng thể thể tích hay khối lượng của
nhiên liệu.
Khái niệm về sự ảnh hưởng của thành phần nhiên liệu đến các yếu tố sau trong
mô hình BOOST:
 Kim phun: lượng nhiên liệu phun được phân chia đến tất cả các phần tử
xác định với thành phần nhiên liệu có tỷ lệ xác định.

43

 Xi lanh ( sự phun và bay hơi): Lượng nhiên liệu được phun / bay hơi được
phân chia đến tất cả các phần tử xác định với thành phần nhiên liệu có tỷ
lệ xác định.
 Kết quả: tất cả các kết quả có liên quan đến nhiên liệu, tất cả các phần tử
xác định như là thành phần nhiên liệu cộng lại. Do đó không cần xem xét
tỷ lệ của từng thành phần.
2.3.5 ng hc th nht

Hình 2.10. Cân bằng năng lượng trong xi lanh
Trạng thái nhiệt động diễn ra trong xi lanh động cơ được tính toán dựa vào
phương trình nhiệt động lực học thứ nhất.

44



















 


























Sự biến thiên khối lượng môi chất trong xi lanh có thể được tính bằng tổng khối
lượng môi chất đi vào trừ tổng khối lượng môi chất đi ra
























Trong đó:




nội năng biến đổi trong xi lanh





công do piston sinh ra





nhiệt lượng cấp vào




tổn thất nhiệt qua vách







tổn thất enthalpy lọt khí
m
c
khối lượng môi chất trong xi lanh
u nội năng
p
c
áp suất trong xi lanh
V thể tích xi lanh
Q
F
nhiệt lượng nhiên liệu
Q
w
tổn thất nhiệt qua vách

α góc quay trục khuỷu
h
BB
trị số enthalpy



lượng khí lọt xuống cạc te


 lượng khí vào xi lanh


lượng khí ra khỏi xi lanh
h
i
enthalpy của môi chất vào xi lanh
h
e
enthalpy của môi chất ra khỏi xi lanh
q
ev
nhiệt hóa hơi của nhiên liệu
f phần nhiệt hóa hơi của môi chất trong xi lanh

45

m
ev
khối lượng nhiên liệu bay hơi

Định luật nhiệt động lực học thứ nhất cho thấy sự thay đổi nội năng của môi chất
trong xi lanh bằng tổng công sinh ra trên đỉnh piston, nhiệt lượng của nhiên liệu
cung cấp, tổn thất nhiệt cho thành vách và tổn thất enthalpy do lọt khí.
2.3.6. ng môi cht vào và ra khi xi lanh
Lượng môi chất đi vào xi lanh trong hành trình nạp và đi ra khỏi xi lanh trong
hành trình thải được tính toán dựa trên cơ sở lưu lượng khối lượng môi chất qua
khe hẹp với giả thiết dòng chảy liên tục và ổn định.














Trong đó:


lưu lượng khối lượng theo thời gian


diện tích thông qua
P
o1

áp suất môi chất trước họng tiết lưu
T
o1
nhiệt độ môi chất trước họng tiết lưu
R
o
hằng số chất khí
Ψ hệ số phụ thuộc tỷ lệ áp suất môi chất
Với dòng chảy có tốc độ dưới âm:



 




















p
2
áp suất môi chất sau họng tiết lưu
k tỷ số nhiệt dung riêng môi chất
Với dòng chảy có tốc độ trên âm














Diện tích thông qua của dòng chảy được tính bằng:









46

µζ hệ số bóp dòng của đường ống
d
vi
đường kính nấm xu páp
Hệ số  thay đổi với độ mở của xuppáp và được xác định trên bàn thử nghiệm
dòng chảy ổn định. Hệ số  miêu tả tỷ lệ giữa lưu lượng dòng được đo thực tế
ở một sự chênh lệch áp suất đã biết và lưu lượng dòng đẳng entropy lý thuyết ở
cùng điều kiện biên. Hệ số dòng chảy có liên quan đến diện tích mặt cắt của ống
dẫn.
Đường kính bên trong đế xuppáp dùng cho việc xác định độ nâng van định mức
được thể hiện trên hình
Hình 2.11. Đường kính trong đế xu páp
Quá trình xả khí cháy khỏi cylinder qua cửa xả được
trình bày trong mô hình trong mô hình quét khí.
2.3.7. Quá trình quét khí.
Mô hình hòa trộn hoàn hảo thường được dùng cho việc
tính toán các động cơ 4 kỳ. Điều này có nghĩa là hỗn
hợp khí thải là hỗn hợp trung bình của các khí trong
xylanh, và năng lượng của khí thải cũng cân bằng với
năng lượng trung bình của khí cháy trong xilanh động
cơ. Trong trường hợp này sự thay đổi của lượng khí mới
theo góc quay trục khuỷu được tính theo công thức sau:

 

d

dm
R
md
dR
i
c
.1.
1

Hình 2.12. Sơ đồ tính toán
chuyển vị của piston

47

R khí nạp mới.
2.3.8. Tính toán chuyn v piston
Chuyển vị của piston được tính theo công thức:
   

  

 

 





  














s vị trí piston từ điểm chết trên
r bán kính quay trục khuỷu
l chiều dài thanh truyền
ψ góc giữa đường nối tâm quay với
piston ở điểm chết trên với trục thẳng đứng
e khoảng lệch tâm
α góc quay trục khuỷu
2.3.9. Truyn nhit trong xi lanh
Nhiệt truyền từ môi chất trong xi lanh đến bề mặt các chi tiết tạo thành buồng
cháy được tính theo công thức:









 


Trong đó:
Q
wi
nhiệt truyền đến các chi tiết ( nắp máy, piston, thành xi lanh)
A
i
diện tích bề mặt các chi tiết ( nắp máy, piston, thành xi lanh)
α
w
hệ số truyền nhiệt
T
c
nhiệt đô môi chất trên bề mặt thành xi lanh
T
wi
nhiệt độ bề mặt chi tiết ( nắp máy, piston, thành xi lanh)
Trong trường hợp vách xi lanh có sự thay đổi nhiệt độ lớn giữa điểm chết trên và
điểm chết dưới thì tính bằng công thức:





  












48

T
L
nhiệt độ vách xi lanh
T
L,TDC
nhiệt độ vách xi lanh tại điểm chết trên
T
L,BDC
nhiệt độ vách xi lanh tại điểm chết dưới
Hệ số truyền nhiệt được tính theo các công thức dưới đây:
2.3.9.1. Công thức WOSCHNI 1978

















 














 




Trong đó:

C
1
= 2.28 + 0.308.c
u
/c
m

C
2
= 0.00324

đối với động cơ phun trực tiếp
C
2
= 0.00622 đối với động cơ phun gián tiếp
D đường kính xi lanh
c
m
tốc độ trung bình piston
c
u
tốc độ tiếp tuyến
V
D
thể tích công tác 1 xi lanh
P
c,o
áp suất khí trời
T
c,1

nhiệt độ môi chất trong xi lanh tại thời điểm đóng xu páp nạp
P
c,1
áp suất môi chất trong xi lanh tại thời điểm đóng xu páp nạp
Công thức WOSCHNI sửa đổi xuất bản năm 1990 dự đoán chính xác hơn về sự
truyền nhiệt ở phần hoạt động tải
















  













Trong đó:
V
TDC
thể tích xi lanh khi piston ở điểm chết trên
V thể tích xi lanh
IMEP áp suất chỉ thị trung bình
2.3.9.2. Công thức HOHENBERG














 



2.3.9.3. Công thức LORENZ
Công thức này chỉ sử dụng đối với xi lanh có kiểu buồng đốt liền khối: