CKDL9 029 toan van v3 01 08 2016

XÂY DỰNG MÔ HÌNH TỔN THẤT CƠ KHÍ
CHO ĐỘNG CƠ DIESEL HYUNDAI 2.5 TCI-A
TO DEVELOPE AN FRICTION MODEL FOR HYUNDAI 2.5 TCI-A DIESEL ENGINE
Nguyễn Xuân Đạt, Phùng Văn Được, Trần Trọng Tuấn, Nguyễn Hoàng Vũ
Khoa Động lực, Học viện Kỹ thuật quân sự

Tóm tắt
Tổn thất cơ khí bao gồm nhiều thành phần (tổn thất ma sát trong cơ cấu khuỷu trục thanh
truyền (CCKTTT) trong đó lớn nhất là cặp pít tông-xi lanh; tổn thất do dẫn động các cơ cấu-hệ thống
phụ trợ trên động cơ; tổn thất để thắng sức cản không khí với các chi tiết chuyển động quay… ) và
chúng chịu tác động bởi nhiều yếu tố khác nhau (thiết kế động cơ và chất lượng gia công cơ khí, tải
trọng, tốc độ, loại nhiên liệu sử dụng…). Do vậy, việc xác định chi tiết tổn thất cơ khí là rất khó khăn
và nó thường được xác định bằng thực nghiệm hoặc một số công thức bán thực nghiệm. Bài báo trình
bày kết quả đánh giá một số mô hình tổn thất cơ khí ( Millington-Hartles, Ciulli, Razleitsev-

Kuleshov, Heywood, Chen-Flynn); xây dựng mô hình tổn thất ma sát phù hợp cho động cơ
diesel Hyundai 2.5 TCI-A (dùng hệ thống phun nhiên liệu kiểu CommonRail, tăng áp khí thải
kiểu VGT có làm mát khí tăng áp, đạt tiêu chuẩn khí thải Euro 3) dựa trên mô hình ChenFlynn, kết quả thử nghiệm trên bệ thử động cơ và kết quả tính toán mô phỏng bằng phần mềm
chuyên dụng Diesel-RK.
Từ khóa: mô hình tổn thất cơ khí, động cơ diesel Hyundai 2.5 TCI-A, mô hình Chen-Flynn, Diesel-RK.
Abtract
The friction losses include many components (friction losses at the piston-wall; losses
at the bearings; losses to overcome air resistance with rotation parts, energy dissipated by
drawn from accessories such as Valve mechanism, high pressure fuel pump, etc..) and it is
influenced by many different factors (engine design, technical condition, load, speed, type of
fuel used...). Therefore, the identification details of friction losses is very difficult and it is
usually determined by means of experimental test or some semi-empirical formulas. This
paper presents the investigation results about some friction models such as MillingtonHartles, Ciulli, Razleitsev- Kuleshov, Heywood, Chen-Flynn; Establish an appropriate
friction model for Hyundai 2.5 TCI-A diesel engine (CommonRail fuel injection system, VGT
exhaust turbocharger with air cooler, Euro III emission standards) based on Chen-Flynn
model, experimental test data and Diesel-RK specialized software.

Keyword: Friction model, Diesel engine Hyundai 2.5 TCI-A, Chen-Flynn model, Diesel-RK
1. ĐẶT VẤN ĐỀ
Tổn thất cơ khí (TTCK) của động cơ
bao gồm nhiều thành phần (tổn thất ma sát
trong CCKTTT; tổn thất bơm của quá trình
nạp/thải; tổn thất do dẫn động các cơ cấu hệ
thống phụ trợ; tổn thất để thắng sức cản
không khí…) và chúng chịu tác động bởi
nhiều yếu tố khác nhau (thiết kế động cơ và
tình trạng cơ khí, tải trọng, tốc độ, loại nhiên
liệu sử dụng…). Trong đó, TTCK có ảnh
hưởng trực tiếp đến hiệu suất nhiệt, tính kinh
tế nhiên liệu và công suất có ích của động cơ,

đồng thời nó cũng liên quan chặt chẽ đến
mức độ ồn khi làm việc. Trong vài thập kỷ
qua, ma sát trong động cơ đốt trong (ĐCĐT)
đã được giảm liên tục (khoảng 10% trong
mỗi thập kỷ [6]). Ước tính, trong động cơ
diesel, tổn thất ma sát giữa piston và thành xi
lanh có thể chiếm 45-50% TTCK, ở các ổ đỡ
khoảng 20-30%, trong cơ cấu phối khí 7-15%
và các thiết bị phụ trợ là 20-25% [6].
Trong những năm gần đây, do sự tiến bộ
về công nghệ chế tạo cơ khí, sự thay đổi
đáng kể về thiết kế và việc bố trí thêm nhiều


hệ thống phụ trợ (hệ thống tăng áp khí thải
kiểu VGT có làm mát khí tăng áp, hệ thống

tuần hoàn khí thải EGR, các bộ xử lý khí
thải…) nên TTCK của động cơ diesel thế hệ
mới đã có sự thay đổi.
Bài báo phân tích một số mô hình TTCK
thường gặp; xây dựng mô hình TTCK phù hợp
cho động cơ diesel 2.5 TCI-A (4 kỳ; 4 xi lanh,
1 hàng; SxD=91x96; tỉ số nén ε=17,6; dùng
HTPNL kiểu CommonRail, tăng áp tua bin
khí thải kiểu VGT có làm mát khí tăng áp,
dùng hệ thống tuần hoàn khí thải EGR có
làm mát khí EGR [1]) dựa trên mô hình ChenFlynn, kết quả thử nghiệm trên bệ thử động cơ
và phần mềm mô phỏng chuyên dụng DieselRK [8]. Kết quả nhận được sẽ phục vụ trực
tiếp cho việc lập chương trình điều khiển cho
ECU của động cơ 2.5 TCI-A khi chuyển sang
sử dụng biodiesel [1]; cung cấp tư liệu cho việc
mô hình hóa chu trình công tác (CTCT) của
động cơ này.
2. MỘT SỐ MÔ HÌNH TỔN THẤT CƠ KHÍ
Hiện nay, mô hình hóa CTCT là xu thế
rõ nét khi nghiên cứu phát triển ĐCĐT. Việc
mô hình hóa CTCT sẽ cho phép xác định
được áp suất chỉ thị trung bình (pi) của chu
trình. Tiếp theo, cần xây dựng được mô hình
TTCK để xác định áp suất tổn thất cơ khí
trung bình (pmf) phục vụ việc xác định áp suất
có ích trung bình (pe) của động cơ.
Để xác định TTCK của ĐCĐT đã có
nhiều mô hình (công thức tính) được đưa ra.
Xét ở mức độ hệ thống, mô hình TTCK của
ĐCĐT có ba cấp độ [6]:

- Mô hình TTCK cấp 1: tập trung vào
việc đánh giá TTCK tổng của động cơ (thông
qua áp suất TTCK trung bình trong một
CTCT mà không đánh giá chi tiết, tức thời
theo góc quay trục khuỷu - GQTK). Các mô
hình TTCK cấp 1 đã gộp tất cả các thành
phần ma sát khác nhau và không phân biệt
chế độ bôi trơn của các chi tiết có chuyển
động tương đối. Mô hình TTCK cấp 1
thường là các công thức thực nghiệm hoặc
bán thực nghiệm, dữ liệu đầu vào cần có là
một số thông số thiết kế (đường kính xi lanh,
số kỳ, chiều dài ổ đỡ ..), tốc độ động cơ và áp
suất khí thể lớn nhất trong xi lanh- pz max.
- Mô hình TTCK cấp 2: chi tiết hơn so
với mô hình TTCK cấp 1 và tập trung xác
định mô men ma sát tổng của động cơ ở trạng

thái tức thời. Mô hình dạng này sẽ dự đoán hệ
số ma sát và lực ma sát cho các cụm chi tiết
chính dựa trên chế độ bôi trơn, lượng chất bôi
trơn và tải tức thời của động cơ (trong khi mô
hình cấp 1 bỏ qua các biến động tức thời,
đánh giá thấp ảnh hưởng của lực ma sát khi
pít tông ở xung quanh điểm chết trên - ĐCT).
Các mô hình TTCK cấp 2 có thể áp dụng tính
khi có đầy đủ bộ dữ liệu liệu về CTCT, động
cơ ở trạng thái tức thời.
- Mô hình TTCK cấp 3: đây là mô hình
phức tạp nhất (thường chỉ dùng cho các

nghiên cứu chuyên sâu), đi sâu vào nguồn
gốc sinh ra ma sát và giải quyết triệt để tổn
thất ma sát bằng việc tính toán cụ thể. Chi
tiết các chế độ, đặc điểm bôi trơn, lượng dầu
bôi trơn, bề dày màng dầu…theo phương
trình Reynolds. Tuy nhiên, đầu vào của loại
mô hình TTCK cấp 3 đòi hỏi bộ dữ liệu rất
phức tạp về kết cấu, chế độ bôi trơn, hệ số
ma sát của vật liệu, đặc điểm bề mặt của chi
tiết… của tất cả các cụm chi tiết có xuất hiện
tổn thất ma sát.
Hiện nay, nhằm mục đích ước tính
TTCK trung bình của động cơ - pmf, đa số các
mô hình TTCK đã được xây dựng là mô hình
cấp 1. Trong đó, mô hình TTCK phổ biến
thường mô tả sự phụ thuộc của pmf theo tốc
độ động cơ dưới dạng hàm bậc hai; ảnh
hưởng của tải trọng được coi như phụ thuộc
tuyến tính vào áp suất lớn nhất trong xi lanhpz max [6]. Vì thế, các mô hình TTCK này đòi
hỏi phải hiệu chuẩn bốn hệ số dựa trên các số
liệu thực nghiệm.
2.1. Mô hình Millington-Hartles
Năm 1968, Millington-Hartles đã tiến
hành phân tích, đánh giá TTCK trong động
cơ diesel phun nhiên liệu trực tiếp trên bệ thử
động cơ và trên xe. Các tác giả cũng đã
nghiên cứu ảnh hưởng của nhiều thông số
thiết kế đến lực ma sát (đường kính và trọng
lượng pít tông, diện tích váy pít tông, tỉ số
nén, độ nhớt của dầu bôi trơn, đường kính ổ

đỡ và công suất dẫn động các thiết bị phụ
trợ). Trên cơ sở đó, đã đề xuất một công thức
tính TTCK cho động cơ diesel phun nhiên
liệu trực tiếp [6], như sau:

pmf = (ε - 4) + A.n + B.Cm2

(1)

trong đó: ε -tỷ số nén; A-hệ số cho biết ảnh
hưởng của tốc độ; B- hệ số liên quan đến tốc


độ trung bình của pít tông (B.C2m là thành
phần đánh giá TTCK ở thiết bị phụ trợ như
bơm nước, bơm dầu, quạt gió,…).
2.2. Mô hình Ciulli
Năm 1993, Ciulli đã xem xét TTCK
của các động cơ khác nhau và áp dụng các
mô hình ma sát cho động cơ diesel phun trực
tiếp, 4 kỳ, 4 xi lanh. Ciulli nhận thấy rằng:
hầu hết các công thức là không thể so sánh
trực tiếp được với nhau vì chúng được xây
dựng từ dữ liệu của các loại động cơ và điều
kiện làm việc khác nhau. Để tóm tắt những
phát hiện trên, một mô hình TTCK cấp 1 gộp
chung (không phân biệt sự tác động của mỗi
yếu tố riêng lẻ của động cơ), được trình bày
dưới dạng [6]:
Pmf = C0 + C1 pmax + C2Cm + C3n + C4 n 2 + C5 n 2 (2)

trong đó: C0 -hệ số đại diện cho ma sát trong
giới hạn bôi trơn, độc lập với tốc độ động
cơ ; C1pmax- đại diện cho ma sát ở chế độ bôi
trơn hỗn hợp và chịu ảnh hưởng của áp suất
khí nạp trong xi lanh; C2Cm-đại diện cho ma
sát bôi trơn thủy động của các thành phần ma
sát trượt, nó tỷ lệ thuận với tốc độ trung bình
của pít tông; C3n-đại diện cho ma sát bôi trơn
thủy động của các thành phần ma sát lăn (ví
dụ ở các vòng bi), tỷ lệ thuận với tốc độ trục
khuỷu; C4n2-đại diện cho sự điều chỉnh giá trị
liên quan đến các lực quán tính chuyển động
của các khối trên động cơ; C 5n2- đại diện cho
TTCK trong thiết bị phụ trợ.
Mô hình TTCK gộp chung này có thể
được tiếp tục mở rộng để xác định ảnh hưởng
của đặc điểm kết cấu (đường kính xi lanh,
đường kính và hành trình nâng/hạ xu páp).
2.3. Mô hình Razleitsev-Kuleshov
Trong phần mềm chuyên dụng DieselRK, Razleitsev-Kuleshov sử dụng mô hình
TTCK của động cơ như sau [8]:
pmf-RK = A.Cm + B.pi
(3)
trong đó: pi- áp suất chỉ thị trung bình, [bar];
A, B là hệ số thực nghiệm. Với động cơ
diesel 4 kỳ: A=0,06÷0,12; B=0,06÷0,11. Với
động cơ diesel 2 kỳ: A=0,03÷0,06; B=
0,03÷0,06.
2.4. Mô hình Chen-Flynn

Mô hình TTCK cấp 1 của Chen-Flynn
(1965) khá phổ biến và đã được xây dựng
thành phần mềm tính [2]. Trong đó, TTCK

được coi gồm 2 thành phần: phần tổn thất ma
sát xuất hiện ở các chi tiết chuyển động và
tổn thất ở các thiết bị phụ trợ [6]:
pmf = A + B. pz max + C.Cm
(4)
trong đó: pmf - áp suất TTCK trung bình,
[bar]; Cm - tốc độ trung bình của pít tông,
[m/s]; pz max: áp suất lớn nhất trong xi lanh,
[bar]; A- là hệ số thể hiện TTCK ở các thiết
bị phụ trợ; B, C - là các hệ số liên quan đến
tải trọng và tốc độ pít tông.
Để nâng cao độ chính xác của mô hình
Chen-Flynn, tác giả Emiliano Pipitone [5] đã
đề xuất công thức mới thay thế vận tốc trung
bình của pít tông (C m, m/s) bằng tốc độ trục
khuỷu động cơ (n, vg/ph) [5]:
Pmf −CF = A + B. pzmax + C.n + D.n 2

(5)

Mô hình phát triển này cho phép đánh
giá ảnh hưởng của tốc độ động cơ đến TTCK
theo quy luật hàm bậc 2 (thông qua hệ số C,
D), trong khi ảnh hưởng của tải trọng được
biểu diễn bởi pz max (thông qua hệ số B). Hệ số
A đại diện cho các dạng năng lượng tổn thất

do dẫn động thiết bị phụ trợ và các dạng tổn
thất cố định khác. Với mô hình Chen-Flynn
cải tiến này, bốn hệ số A, B, C, D được xác
định bằng các dữ liệu thực nghiệm trên bệ
thử động cơ.
Một nhóm nghiên cứu ở đại học
Palermo cũng đã tiếp tục phát triển mô hình
Chen-Flynn cải tiến (5), bằng cách sử dụng
đa thức bậc 3 để xác định hệ số của tải trọng,
thông qua thông số pz max2 và pz max3. Phương
trình (5) khi đó được viết lại dưới dạng [5]:
2
3
2
pmf = A + B. pzmax + C. p zm
ax + D. p zmax + E .n + F .n (6)

Kết quả tính toán thu được từ (6) khá phù
hợp với các mô hình trước đó. Tuy nhiên,
phương trình (6) mặc dù tính toán phức tạp hơn
nhưng cũng không cho kết quả tốt hơn so với
phương trình (5) [5]. Các nỗ lực nhằm đạt
được mối tương quan tốt hơn giữa hệ số của tải
trọng (pz max) với hệ số của các hạng tử bậc cao
hơn (pz max2; pz max3) đều không khả quan.
Mô hình TTCK của Heywood (7) thích
hợp cho động cơ xăng và có thể dùng cho
động cơ diesel công suất nhỏ [6]:
n
n 2

pmf = a + b(
) + c(
)
(7)
1000
1000
Để xây dựng mô hình TTCK cho động
cơ 2.5 TCI-A, nhóm tác giả lựa chọn mô hình


Chen-Flynn được bổ sung và phát triển bởi
Emiliano Pipitone (công thức 5) do mô hình
này đã được dùng rộng rãi và có độ tin cậy
cao, xét đến hai yếu tố ảnh hưởng chính là tải
trọng và tốc độ động cơ. Bên cạnh đó, các dữ
liệu thực nghiệm cần thiết dùng cho mô hình
cũng không quá phức tạp.
3. XÂY DỰNG MÔ HÌNH TỔN THẤT
CƠ KHÍ CHO ĐỘNG CƠ 2.5TCI-A
Khi thiết lập mô hình TTCK cho động
cơ 2.5 TCI-A theo mô hình Chen-Flynn, cần
phải xác định và hiệu chuẩn bốn hệ số A, B,
C, D từ các dữ liệu thực nghiệm trên bệ thử.
Quá trình thử nghiệm được thực hiện
tại Phòng thử động cơ nhiều xi lanh, Viện Cơ
khí Động lực, ĐH Bách Khoa Hà Nội với hệ
thống trang thiết bị hiện đại, đồng bộ của
hãng AVL List GmbH [4]; sử dụng thiết bị
chẩn đoán G-Scan (theo chuẩn OBD-II) và
Oscilloscopes để ghi nhận dữ liệu vận hành

của ECU động cơ. Để xác định diễn biến áp
suất trong xi lanh pcyl, sử dụng cảm biến áp
suất (kiểu áp điện) AVL QC33C (làm mát
bằng nước), có dải đo từ 0 đến 200 bar [4].
Khi thử nghiệm, động cơ được vận hành tại 4
chế độ tải là 100, 75, 50 và 25% tải. Trong
đó, chế độ 100% tải (đặc tính ngoài) tương
ứng với 100% hành trình chân ga. Các chế độ
75, 50 và 25% tải tương ứng với các chế độ
75, 50 và 25% của Memax. Tại mỗi chế độ tải,
động cơ vận hành trong dải tốc độ từ 1000
đến 3500 vg/ph, bước nhảy của các điểm đo
là 500 vg/ph.
Bảng 2. Dữ liệu thực nghiệm của động cơ
2.5 TCI-A ở chế độ 100% tải [3].
n, [vg/ph]

pz max, [bar]

pi, [bar]

pmf-TN, [bar]

1000

101,52

12,18

0,30

1500

118,25

16,93

0,39

2000

142,04

20,10

0,72

2500

141,48

20,91

0,95

3000

143,7

21,39

2,13

3500

144,85

19,86

2,78

Từ dữ liệu đo pcyl [3], ta xác định được
áp suất chỉ thị trung bình pi, áp suất TTCK
trung bình (tính từ dữ liệu thử nghiệm) ( pmfTN), ở chế độ 100% tải, như trong Bảng 2. Với
bộ dữ liệu thử nghiệm ở các chế độ vận hành
khác (25%, 50%, 75%, 100% tải), nhằm xác
định các hệ số của công thức (5) với độ chính
xác cao, nhóm tác giả đã sử dụng phương

pháp hồi quy đa biến được tích hợp trong
phần mềm chuyên dụng SPSS [7]. Kết quả
xác định các hệ số A, B, C và D cho động cơ
2.5 TCI-A ứng với các chế độ vận hành khác
nhau được trình bày trong Bảng 3.
Bảng 3. Hệ số của mô hình Chen-Flynn
dùng cho 2.5 TCI-A ở các chế độ vận hành.
Chế
độ tải
100%

Các hệ số của mô hình
A

B

C

D

0,764

0,002

-1,087

0,462

Sig.

0,032

pmf −CF = 0, 764 + 0, 02 pmax − 1,087n + 0, 4625n 2
75%

0,052

0,045

-3,616

0,763

0,010

pmf −CF = 0, 052 + 0, 045 pmax − 3, 616n + 0, 763n 2
50%

0,0421 0,058

-3,6

0,46

0,053

pmf −CF = 0, 0421 + 0, 058 pmax − 3, 6n + 0, 46n 2
25%

0,402

0,062

-3,27

0,336

0,023

pmf −CF = 0, 402 + 0, 062 pmax − 3, 27n + 0,336n 2

Trong Bảng 3, giá trị Sig.ANOVA đánh giá
sự phù hợp của mô hình đã xây dựng trên cơ sở
bộ dữ liệu đầu vào. Giá trị Sig.ANOVA càng nhỏ
thì mô hình đã xây dựng có độ tin cậy càng cao
(Sig.ANOVA nên nhỏ hơn 0,05). Ví dụ, ở chế độ
100% tải, Sig.ANOVA = 0,032 thì độ tin cậy của
mô hình đạt 96,8%.

Bảng 4. So sánh pmf-CF và pmf-TN ở 100% tải
n

Pz max
[bar]

Pmf-CF
[bar]

Pmf-TN
[bar]

Sai số Sai số
[bar] [%]

1000

101,52

0,342

0,302

0,040

12

1500

118,25

0,410

0,391

0,019

5

2000

142,04

0,722

0,719

0,003

0,4

2500

141,48

1,217

0,954

0,263

22

300
0

143,70

1,948

2,133

-0,185

-9

350
0

144,85

2,909

2,784

0,125

4

Kết quả so sánh áp suất TTCK trung bình
giữa mô hình Chen-Flynn (pmf-CF) và dữ liệu
thử nghiệm (pmf-TN) ở các chế độ vận hành, đều
có sai số nằm trong phạm vi chấp nhận được.
Bảng 4 trình bày kết quả so sánh pmf-CF và pmfTN ở chế độ 100% tải (sai số trung bình là
8,7%; chênh lệch lớn nhất giữa mô hình ChenFlynn và kết quả thử nghiệm là 0,27 bar tương
ứng với 22%). Ở các chế độ khác, sai số lớn
nhất giữa mô hình Chen-Flynn và dữ liệu thực


nghiệm tương ứng là: 25% (75% tải); 28%
(50% tải); 26% (25% tải).
Bảng 3 cũng cho thấy sự phụ thuộc rõ rệt
của Pmf-CF vào tốc độ động cơ theo quy luật
hàm bậc hai. Nếu giả thiết áp suất TTCK
trung bình do ảnh hưởng của tải trọng ở từng
chế độ tải nhất định là không thay đổi, chỉ có
phần tổn hao ma sát do chuyển động thay đổi
(phụ thuộc vào tốc độ động cơ) thì mô hình
Chen-Flynn cho thấy pmf-CF phụ thuộc vào tốc
độ động cơ theo quy luật hàm bậc hai (tương
tự như mô hình Heywood), như trên Hình 1.

 Mô hình Chen-Flynn
° Các giá trị thử nghiệm

phỏng bằng Diesel-RK (pmf-RK) (công trình
[2]), ở chế độ 100% tải, được trình bày trong
Bảng 5.
Bảng 5. So sánh pmf-CF với pmf-RK ; pmf-TN
ở chế độ 100% tải
n,
p
[bar]
[vg/ph] mf-RK,

pmf-CF [bar] pmf-TN [bar]

1000

0,745

0,342

0,302

1500

1,099

0,410

0,391

2000

1,390

0,722

0,719

2500

1,828

1,217

0,954

3000

2,200

1,948

2,133

3500

2,238

2,909

2,784

Kết quả trong Bảng 5 cho thấy, có sự
chênh lệch khá lớn giữa pmf-CF, pmf-RK và pmf-TN;
trong đó pmf-RK là lớn nhất tại cùng chế độ vận
hành. Ngoài ra, pmf-RK ở các chế độ tốc độ khác
nhau cũng đồng đều hơn (0,745 bar ÷ 2,238
bar) so với pmf-CF (0,342 ÷ 2,909 bar) và pmf-TN
(0,302 ÷ 2,784 bar).
4. KẾT LUẬN

a) 100% tải

 Mô hình Chen-Flynn
° Các giá trị thử nghiệm

b) 75% tải
Hình 1. Sự phụ thuộc của pmf-CF theo tốc độ
động cơ ở chế độ 100% và 75% tải.

Kết quả so sánh pmf-CF, pmf-TN với áp suất
TTCK trung bình thu được khi tính toán mô

Hiện nay, có khá nhiều mô hình TTCK
áp dụng cho ĐCĐT nói chung và cho động
cơ diesel nói riêng. Tuy nhiên, mỗi mô hình
thường được xây dựng ứng với từng động cơ
khác nhau và ứng với từng chế độ làm việc
khác nhau, chưa có mô hình hoàn thiện nào

có thể áp dụng tính cho một động cơ bất kỳ,
ở chế độ vận hành bất kỳ.
Các mô hình TTCK dùng cho động cơ
diesel thế hệ mới còn rất ít hoặc quá phức
tạp, cần rất nhiều dữ liệu đầu vào. Trong
phạm vi bài báo, nhóm tác giả đã đánh giá
khái quát các mô hình TTCK; lựa chọn mô
hình Chen-Flynn để xây dựng mô hình
TTCK phù hợp cho động cơ 2.5 TCI-A, có
đủ độ tin cậy (sai số nằm trong phạm vi chấp
nhận được, ≤ 28%). Theo kết quả của nhiều
công trình công bố trước đó, sai số lớn nhất
về áp suất TTCK trung bình tính theo mô
hình và thực nghiệm có thể lên tới 35÷38%
[5], [6]. Do vậy, mô hình TTCK đã xây dựng
cho động cơ 2.5 TCI-A (Bảng 3) có đủ độ tin
cậy, có thể sử dụng cho các nghiên cứu
chuyên sâu tiếp theo [1].


Lời cảm ơn
Các tác giả xin chân thành cảm ơn Ban
điều hành Đề án Phát triển nhiên liệu sinh
học đến năm 2015, tầm nhìn đến năm
2025/Bộ Công thương đã tạo điều kiện để
thực hiện nghiên cứu này (trong khuôn khổ
Đề tài cấp Quốc gia mã số ĐT.08.14/NLSH).
Tài liệu tham khảo
[1]. Nguyễn Hoàng Vũ, thuyết minh đề tài
NCKH&PTCN cấp Quốc gia “Nghiên

cứu, chế tạo thử nghiệm ECU phù hợp
cho việc sử dụng nhiên liệu diesel sinh
học biodiesel với các mức pha trộn khác
nhau”, mã số: ĐT.08.14/NLSH (thuộc Đề
án phát triển nhiên liệu sinh học đến năm
2015, tầm nhìn đến năm 2025).
[2]. Nguyễn Xuân Đạt (2015), “Tính toán
mô phỏng chu trình công tác của động cơ
diesel Hyundai 2.5 TCI-A dùng hệ thống
phun nhiên liệu kiểu CommonRail”, Luận
văn Thạc sỹ kỹ thuật, Học viện KTQS, Hà
Nội.
[3]. Phùng Văn Được, Trần Trọng Tuấn,
Phạm Trung Kiên, Dương Quang Minh,
Nguyễn Gia Nghĩa, Vũ Thành Trung,
Nguyễn Công Lý, Nguyễn Hoàng Vũ
(2015),“Khảo sát ảnh hưởng của chế độ
tải đến diễn biến quá trình phun nhiên
liệu và áp suất trong xi lanh động cơ
diesel Hyundai 2.5 TCI-A bằng thực
nghiệm”, Kỷ yếu hội nghị KHCN toàn
quốc về Cơ khí lần 4 - năm 2015, Đại học
Sư phạm Kỹ thuật Thành phố HCM.
[4]. AVL List GmbH (2001), Technical
Documents & Operating Manual for HUT
Project.
[5]. Emiliano Pipitone, “A new simple friction
model for S. I. engine”, Department of
Mechanics - University of Palermo, SAE
Technical Paper 2009-01-1984.

[6]. Qianfan Xin, “Diesel engine system design”,
Woodhead
Puplishing
in
Mechanical
engineering, 2011.
[7]. Hướng dẫn sử dụng SPSS (Statistical
Package for the Social Sciences).
[8]. www.diesel-rk.bmstu.ru