24

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.


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;

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


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

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

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.
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.

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 [%]

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

Do đó:












 




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



 


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


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

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

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

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



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

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:



 

















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














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:















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








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






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














 

