Luận án Xác định thành phần khí thải phát tán vào môi trường của động cơ ô tô sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel - Lpg

THUẬT NGƢỜI HƢỚNG DẪN KHOA HỌC: 1. PGS. TS Cao Trọng Hiền 2. PGS. TS Đào Mạnh Hùng HÀ NỘI - 2014 LỜI CẢM ƠN Tôi xin chân thành cảm ơn Ban giám hiệu Trường Đại học Giao thông Vận tải, Phòng Sau đại học, Khoa Cơ khí, Bộ môn Cơ khí ô tô đã tạo điều kiện thuận lợi và giúp đỡ tôi trong suốt quá trình làm luận án. Tôi xin chân thành biết ơn PGS.TS Cao Trọng Hiền và PGS.TS Đào Mạnh Hùng đã hướng dẫn tôi hết sức tận tình, chu đáo về mặt chuyên môn để tôi có thể thực hiện và hoàn thành luận án. Tôi xin chân thành cảm ơn tập thể Phòng thí nghiệm động cơ đốt trong, Viện Cơ khí Động lực, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội về những ý kiến đóng góp quý báu và tạo mọi điều kiện để tôi hoàn thành nghiên cứu mô phỏng trên phần mềm AVL Boost. Tôi xin chân thành cảm ơn Trung tâm thử nghiệm khí xả - Cục Đăng kiểm Việt Nam, Công ty Cơ khí ô tô Ngô Gia Tự, Công ty TNHH Tân An Bình đã tạo điều kiện giúp đỡ để tôi hoàn thành được các thí nghiệm quan trọng cho luận án và định hướng nghiên cứu trong tương lai. Tôi xin chân thành cảm ơn các thầy giáo Học viện Quân sự, Đại học Nông nghiệp, Đại học Lâm nghiệp, các Nhà khoa học trong ngành Cơ khí Động lực đã nhiệt tình giúp đỡ và đóng góp nhiều ý kiến quý báu cho luận án. Tôi cũng xin bày tỏ lòng biết ơn đến tất cả bạn bè, đồng nghiệp, những người thân trong gia đình đã động viên, khích lệ tôi rất nhiều trong suốt thời gian tôi tham gia nghiên cứu và hoàn thành luận án. Nghiên cứu sinh LỜI CAM ĐOAN Tôi xin cam đoan luận án này là công trình nghiên cứu của riêng tôi. Các số liệu, kết quả nêu trong luận án là trung thực và chưa từng được ai công bố trong bất kỳ công trình nào khác. Hà Nội, tháng 4 năm 2014 Tác giả luận án Vƣơng Văn Sơn i MỤC LỤC Mục lục........................................................................................................ Danh mục các ký hiệu và chữ viết tắt.................................................... Danh mục các bảng trong luận án......................................................... Danh mục các hình vẽ và ảnh trong luận án........................................... MỞ ĐẦU..................................................................................................... Chương I. TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU................................. 1.1 Tổng quan về ô nhiễm môi trường do phát thải của ô tô ..................... 1.1.1. Sự phát triển phương tiện giao thông ở Việt Nam............................ 1.1.2. Tình hình ô nhiễm môi trường do phát thải của ô tô......................... 1.2. Tình hình sản xuất và sử dụng LPG............................................... 1.2.1. Tình hình sản xuất LPG................................................................. 1.2.2. Tình hình sử dụng LPG................................................................. 1.3. Các nghiên cứu trong và ngoài nước về khí thải của động cơ diesel và động cơ diesel-LPG................................................................................ 1.3.1. Các kết quả nghiên cứu trên thế giới................................................. 1.3.2. Các kết quả nghiên cứu trong nước................................................... 1.4 Kết luận chương I..... Chương II. CƠ SỞ LÝ THUYẾT TÍNH TOÁN THÀNH PHẦN KHÍ THẢI CỦA ĐỘNG CƠ DIESEL VÀ ĐỘNG CƠ DIESEL – LPG................................. 2.1. Chọn phương án hòa trộn lưỡng nhiên liệu diesel- LPG..................... 2.1.1. Các phương án hòa trộn lưỡng nhiên liệu diesel-LPG.................... 2.1.2. Chọn phương án hòa trộn lưỡng nhiên liệu diesel- LPG.............. 2.2. Cơ sở lý thuyết quá trình cháy trong động cơ diesel và động cơ diesel-LPG 2.2.1. Quá trình cháy trong động cơ diesel.................................................. 2.2.2. Cơ sở lý thuyết quá trình cháy trong động cơ diesel-LPG .......... 2.2.3. Cơ sở mô hình hóa quá trình hình thành hỗn nợp và cháy trong động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG .......................................................... i iv ix xi 1 5 5 5 7 10 10 11 11 11 16 19 22 22 22 25 26 26 31 37 ii 2.3. Các thành phần khí thải ......................................... 2.3.1. Mônôxit cácbon........................................................................... 2.3.2. Hyđrô cácbon.............................................................................. 2.3.3. Ôxit nitơ..................................................................................... 2.3.4. Phát thải hạt................................................................................ 2.4. Cơ sở tính toán các thành phần phát thải trong động cơ diesel và động cơ diesel - LPG ..................................................................................... 2.4.1. Tính toán phát thải NOx.................................................................... 2.4.2. Tính toán phát thải CO...................................................................... 2.4.3. Tính toán phát thải HC........................................................................ 2.4.4. Tính toán phát thải bồ hóng (Soot)................................................... 2.5. Kết luận chương II............... Chương III. XÂY DỰNG MÔ HÌNH XÁC ĐỊNH CÁC THÀNH PHẦN KHÍ THẢI CỦA ĐỘNG CƠ DIESEL VÀ ĐỘNG CƠ DIESEL-LPG 3.1. Phần mềm AVL BOOST................................................................ 3.1.1. Các phần mềm mô phỏng động cơ.................................................... 3.1.2. Phần mềm AVL BOOST.................................................................. 3.2. Ứng dụng phần mềm AVL BOOST tính toán các thành phần khí thải của động cơ FAWDE - 4DX23................................................................. 3.2.1. Các thông số cơ bản của động cơ FAWDE- 4DX23......................... 3.2.2. Nhiên liệu diesel và LPG.............................................................. 3.2.3. Xây dựng mô hình động cơ diesel trên AVL Boost.......................... 3.2.4. Kiểm chứng độ chính xác của mô hình............................................. 3.2.5. Xây dựng mô hình động cơ diesel - LPG trên AVL Boost............... 3.2.6. Kết quả tính toán mô phỏng.............................................................. 3.3. Khảo sát ảnh hưởng của một số thông số kết cấu và điều chỉnh đến lượng phát thải của động cơ diesel-LPG bằng phương pháp mô phỏng ...... 3.3.1. Ảnh hưởng của góc phun sớm đến lượng phát thải của động cơ diesel - LPG......................................................................................... 47 48 49 52 54 59 59 60 60 61 63 65 65 65 66 68 68 69 72 73 74 77 80 80 iii 3.3.2. Ảnh hưởng của pha phân phối khí đến lượng phát thải của động cơ diesel - LPG.......................................................................................... 3.4. Kết luận chương III.............................................................................. Chương IV. THỰC NGHIỆM VÀ ĐÁNH GIÁ...................................... 4.1. Mục tiêu và nội dung thử nghiệm........................................................ 4.1.1. Mục tiêu thử nghiệm......................................................................... 4.1.2. Nội dung thử nghiệm......................................................................... 4.2. Thiết bị thí nghiệm............................................................................... 4.2.1. Sơ đồ thiết bị thí nghiệm................................................................... 4.2.2. Các bộ phận cơ bản của thiết bị thử nghiệm..................................... 4.3. Lựa chọn và lắp đặt hệ thống cung cấp LPG vào động cơ diesel thí nghiệm........................................................................................................ 4.4. Quy trình thí nghiệm................................................................................... 4.4.1. Điều kiện thí nghiệm......................................................................... 4.4.2. Thí nghiệm đo khí xả động cơ diesel nguyên thủy........................... 4.4.3. Thí nghiệm đo khí xả động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG............ 4.5. Kết quả thử nghiệm và đánh giá.......................................................... 4.5.1. Tiêu chuẩn EURO về phát thải của động cơ diesel........................... 4.5.2. Kết quả đánh giá động cơ thử nghiệm.............................................. 4.5.3. Đánh giá chất lượng phát thải của động cơ diesel khi chạy lưỡng nhiên liệu diesel-LPG................................................................................. 4.5.4. Đánh giá kết quả mô phỏng và thực nghiệm..................................... 4.6. Kết luận chương IV.............................................................................. KẾT LUẬN CHUNG VÀ KIẾN NGHỊ.................................................. DANH MỤC CÁC CÔNG TRÌNH KHOA HỌC ĐÃ CÔNG BỐ............ TÀI LIỆU THAM KHẢO.......................................................................... PHỤ LỤC.................................................................................................... 83 85 87 87 87 87 87 88 90 99 103 103 104 107 110 110 110 112 118 121 122 124 125 133 iv DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT Ký hiệu Tên gọi Đơn vị AVL-BOOST Phần mềm mô phỏng một chiều của hãng AVL - AVL-MCC Mô hình cháy của hãng AVL - CA Góc quay trục khuỷu - CO Mônôxit cácbon - CNG Khí thiên nhiên - CRT Bộ lọc tái sinh liên tục - DOC Bộ xúc tác ôxi hóa - DPF Bộ lọc phát thải hạt, dạng khép kín - ECE R49 Chu trình thử châu Âu 13 mode đối với động cơ xe tải hạng nặng - EGR Hệ thống luân hồi khí thải - HAP Hyđrô các bon thơm mạch vòng - HC Hyđrô các bon - LHC Luân hồi áp suất cao - LHT Luân hồi áp suất thấp - LNT Bộ xúc tác hấp thụ NOx - LPG Khí dầu mỏ hóa lỏng - CNG Khí thiên nhiên - MN Máy nén - MP Mô phỏng - NETC Trung tâm thử nghiệm khí thải các phương tiện cơ giới đường bộ, Cục Đăng Kiểm Việt Nam - NOX Ôxít nitơ - PM Phát thải hạt - PM- cat Bộ lọc phát thải hạt (dạng lọc hở) - PM10 Phát thải hạt có kích thước nhỏ hơn 10µm - ROHR SCR Đồ thị tốc độ tỏa nhiệt Bộ xúc tác khử NOx - - SCRT Hệ thống xử lý khí thải tổng hợp CRT và SCR - SMF Bộ lọc phát thải hạt có trang bị sợi đốt - v Smoke Độ khói - SOOT Bồ hóng - SOX Ôxít lưu huỳnh - TB Tua bin - TCVN Tiêu chuẩn Việt Nam - TN Thực nghiệm - TSP Tổng lượng bụi lơ lửng trong không khí - VOCs Hàm lượng các chất hữu cơ độc hại bay lên trên không khí -  Góc quay trục khuỷu hiện thời Độ  Q  Nhiệt tỏa ra tính đến góc quay của trục khuỷu J Q Tổng nhiệt lượng tỏa ra trong quá trình cháy J aw Hằng số phụ thuộc vào tỷ lệ nhiên liệu LPG cung cấp vào xy lanh -  o,  Thời điểm và thời gian diễn ra quá trình cháy Độ k Sai số % CCR Tỷ lệ phần trăm năng lượng do LPG sinh ra trong tổng năng lượng của lưỡng nhiên liệu diesel-LPG % LPGm Khối lượng LPG tiêu thụ kg uLPGH Nhiệt trị thấp của LPG MJ/kg dieselm Khối lượng diesel tiêu thụ kg udieselH Nhiệt trị thấp của diesel MJ/kg cm Khối lượng môi chất bên trong xy lanh kg u Nội năng - cp Áp suất bên trong xy lanh Pa V Thể tích xy lanh m3 FQ Nhiệt lượng của nhiên liệu cung cấp kJ WQ Tổn thất nhiệt qua vách kJ α Góc quay trục khuỷu độ BBh Trị số entanpy - idm Lượng khí đi vào xy lanh kg vi edm Lượng khí đi ra khỏi xy lanh kg ih Entanpy của môi chất khí đi vào xy lanh - eh Entanpy của môi chất khí đi ra khỏi xy lanh - evq Nhiệt hóa hơi của nhiên liệu kJ f Phần nhiệt hóa hơi của môi chất trong xy lanh kJ mew Khối lượng nhiên liệu bay hơi kg effA Diện tích thông qua m 2 olP Áp suất môi chất trước họng tiết lưu Pa 2P Áp suất môi chất sau họng tiết lưu Pa olT Nhiệt độ môi chất trước họng tiết lưu K oR Hằng số chất khí - ψ Hệ số phụ thuộc tỷ lệ áp suất môi chất - k Tỷ số nhiệt dung riêng của môi chất - μσ Hệ số cản dòng của đường ống - vid Đường kính xu páp m S Vị trí của piston tính từ điểm chết trên - r Bán kính quay m l Chiều dài thanh truyền m φ Góc giữa đường nối tâm quay với piston ở điểm chết trên với trục thẳng đứng (trường hợp xy lanh lệch tâm) độ e Khoảng lệch tâm m wiQ Nhiệt truyền đến các chi tiết (nắp máy, đỉnh piston, thành xy lanh) K wiA Diện tích bề mặt các chi tiết (nắp máy, đỉnh piston, thành xy lanh) m 2 wα Hệ số truyền nhiệt cT Nhiệt độ môi chất trên bề mặt thành xy lanh K wiT : Nhiệt độ bề mặt chi tiết (nắp máy, đỉnh piston, thành xy lanh) K D Đường kính xy lanh m Cm Tốc độ trung bình của piston m/s Cu Tốc độ tiếp tuyến của môi chất m/s vii VD Thể tích công tác của 1 xy lanh m 3 Pc Áp suất môi chất trong xy lanh Pa pc,0 Áp suất khí trời Pa Pc,1 Áp suất môi chất trong xy lanh tại thời điểm đóng xu páp nạp Pa Tc,1 Nhiệt độ môi chất trong xy lanh tại thời điểm đóng xu páp nạp K VTDC Thể tích xy lanh khi piston ở điểm chết trên m 3 IMEP Áp suất chỉ thị trung bình pa V Thể tích xy lanh m3 D Đường kính xy lanh m P Áp suất Pa T Nhiệt độ K din Đường kính ống nối với đường nạp m vin Tốc độ dòng khí trên đường nạp m/s Aeff Diện tích thông qua m 2 δ Khe hở piston - xylanh m Q Tổng nhiệt lượng cấp vào kJ Δ0 Thời điểm bắt đầu cháy độ Δαc Thời gian cháy giây m Thông số hình dạng - a Thông số Vibe - QMCC Lượng nhiệt tỏa ra trong giai đoạn cháy chính kJ QComb Hằng số cháy - CRate Hằng số hòa trộn hỗn hợp - K Thế năng của dòng chuyển động rối J mF Lượng nhiên liệu được hóa hơi kg LCV Nhiệt trị thấp của nhiên liệu kJ/kg V Thể tích xy lanh m3 Oxygen,availablew Tỷ lệ khối lượng ôxy có trong hỗn hợp khi bắt đầu phun nhiên liệu - CEGR Hằng số xét đến ảnh hưởng của khí thải luân hồi - Ekin Thế năng của tia nhiên liệu J Cturb Hằng số năng lượng chuyển động rối - viii CDiss Hằng số suy giảm - mF,I Lượng nhiên liệu phun vào kg v Tốc độ nhiên liệu m/s mstoich Khối lượng không khí lý tưởng để đốt cháy hết nhiên liệu kg λDiff Hệ số dư lượng không khí trong quá trình cháy chính - QPMC Tổng nhiệt lượng do nhiên liệu cung cấp trong giai đoạn cháy nhanh kJ CNOe NO ở trạng thái cân bằng mfi Lượng nhiên liệu cấp vào kg mfb Lượng nhiên liệu đã cháy kg msoot Khối lượng soot kg mCO Khối lượng CO kg LHVf, LHVC, LHVCO Nhiệt trị thấp của nhiên liệu, carbon (soot) và CO kJ/kg ms Khối lượng soot kg mf,v Khối lượng nhiên liệu bốc hơi kg PO2 Áp suất của các phân tử O2 Pa Es,f Năng lượng hoạt hoá kJ/kmol Es,ox Năng lượng ôxy hoá kJ/kmol Af, Aox Các hằng số được lựa chọn theo kinh nghiệm và kiểu động cơ - x Tỷ lệ C trên bề mặt của phần tử A tham gia phản ứng - Rtot Hằng số tốc độ ôxy hoá soot - MWc Trọng lượng của phân tử C - s Mật độ của soot kg/m 3 Ds Đường kính của phân tử soot đặc trưng m ix DANH MỤC CÁC BẢNG TRONG LUẬN ÁN Ký hiệu Tên bảng Trang Bảng 1.1 Dự báo tổng phát thải do hoạt động GTVT đường bộ và đường sắt 9 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 36 Bảng 2.2 Chuỗi phản ứng hình thành NOx với hệ số tốc độ k 59 Bảng 3.1 Các thông số cơ bản của động cơ FAWDE- 4DX23- 110 69 Bảng 3.2 Đặc tính kỹ thuật của nhiên liệu diesel 70 Bảng 3.3 Đặc tính kỹ thuật của nhiên liệu LPG 71 Bảng 3.4 Các phần tử của mô hình mô phỏng trên hình 3.2 73 Bảng 3.5 Kết quả so sánh công suất động cơ FAWDE- 4DX23-110 giữa thực nghiệm và mô phỏng ở chế độ đặc tính ngoài 73 Bảng 3.6 Các phần tử của mô hình mô phỏng trên hình 3.5 76 Bảng 3.7 Diễn giải các mode của chu trình thử ECE R49 77 Bảng 3.8 Phát thải trung bình theo chu trình ECE R49 80 Bảng 3.9 Kết quả mô phỏng các thành phần phát thải của động cơ diesel-LPG theo chu trình ECE R49 khi thay đổi góc phân phối khí 85 Bảng 4.1 Tiêu chuẩn EURO về phát thải của động cơ diesel 110 Bảng 4.2 Kết quả đo công suất và mô men của động cơ diesel nguyên thủy 111 Bảng 4.3 Kết quả đo các thành phần phát thải của động cơ diesel 112 x Bảng 4.4 Kết quả đo độ khói của động cơ diesel-LPG 115 Bảng 4.5 Phát thải trung bình của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG 116 Bảng 4.6 Kết quả đo công suất của động cơ diesel-LPG 117 Bảng 4.7 Kết quả so sánh phát thải giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ nguyên bản theo chu trình ECE R49 118 Bảng 4.8 Kết quả so sánh phát thải giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ diesel-LPG theo chu trình ECE R49 119 Bảng 4.9 Kết quả so sánh công suất giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ diesel-LPG theo chu trình ECE R49 120 xi DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ VÀ ẢNH TRONG LUẬN ÁN Ký hiệu Tên hình vẽ Trang Hình 1.1 Số lượng ô tô của cả nước theo năm 5 Hình 1.2 Các loại ô tô của cả nước theo năm 5 Hình 1.3 Số lượng ô tô tại Hà Nội theo năm 6 Hình 1.4 Các loại ô tô tại Hà Nội theo năm 6 Hình 1.5 Số lượng ô tô tại thành phố Hồ Chí Minh theo năm 6 Hình 1.6 Các loại ô tô tại thành phố Hồ Chí Minh theo năm 6 Hình 1.7 Phát thải độc hại từ các loại phương tiện khác nhau ở Việt Nam 8 Hình 1.8 Biểu đồ sản xuất LPG trên toàn cầu 10 Hình 1.9 Sơ đồ chung về quá trình nghiên cứu 21 Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống trộn nhiên liệu diesel-LPG ở dạng lỏng 22 Hình 2.2 Sơ đồ hệ thống phun trực tiếp LPG vào buồng đốt 23 Hình 2.3 Sơ đồ hệ thống phun LPG vào đường ống nạp động cơ 25 Hình 2.4 Sơ đồ bố trí hệ thống cung cấp LPG và hệ thống nhiên liệu động cơ diesel tăng áp 26 Hình 2.5 Đồ thị biểu diễn các giai đoạn trong quá trình cháy động cơ diesel 29 Hình 2.6 Phân chia vùng cháy trong động cơ diesel-LPG 31 Hình 2.7 Hướng lan truyền của màng lửa trong buồng cháy 32 Hình 2.8 Quá trình tỏa nhiệt trong động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG 33 Hình 2.9 Các giai đoạn trong quá trình cháy của động cơ diesel-LPG 35 Hình 2.10 Cân bằng năng lượng trong xy lanh động cơ 38 Hình 2.11 Sơ đồ tính toán chuyển vị của piston 41 Hình 2.12 Sự phân bố nhiên liệu tia phun 50 xii Hình 2.13 Sự hình thành HC do tôi trên thành buồng cháy 51 Hình 2.14 Tóm tắt quá trình hình thành bồ hóng của Fusco 55 Hình 2.15 Cơ chế trung gian về động hóa học của quá trình hình thành bồ hóng từ các phân tử aromatics 56 Hình 2.16 Mô hình cơ chế tạo hạt bồ hóng từ aromatics và aliphatics 57 Hình 3.1 Giao diện phần mềm AVL BOOST 67 Hình 3.2 Mô hình mô phỏng động cơ FAWDE- 4DX23-110 trên AVL BOOST 72 Hình 3.3 So sánh công suất và mô men của động cơ giữa thực nghiệm và mô phỏng 74 Hình 3.4 Mô hình mô phỏng động cơ diesel-LPG trên AVL BOOST 75 Hình 3.5 Khai báo thành phần hóa học của LPG trên AVL BOOST 76 Hình 3.6 Sơ đồ thể hiện các mode của chu trình thử ECE R49 77 Hình 3.7 Phát thải CO ở các chế độ mô phỏng theo chu trình ECE R49 78 Hình 3.8 Phát thải NOX ở các chế độ mô phỏng theo chu trình ECE R49 79 Hình 3.9 Phát thải bồ hóng ở các chế độ mô phỏng theo chu trình ECE R49 80 Hình 3.10 Phát thải NOx và CO ở 100% tải, tốc độ động cơ 1800 v/ph theo góc phun sớm 81 Hình 3.11 Phát thải bồ hóng ở 100% tải với các tốc độ động cơ theo góc phun sớm 82 Hình 3.12 Công suất và mô men động cơ theo góc phun sớm 82 Hình 3.13 Thay đổi biên dạng cam dẫn động xu páp trong phần mềm AVL BOOST 83 Hình 3.14 Phát thải CO ở các góc mở xu páp mô phỏng theo chu 83 xiii trình ECE R49 Hình 3.15 Phát thải NOX ở các góc mở xu páp mô phỏng theo chu trình ECE R49 84 Hình 3.16 Phát thải bồ hóng ở các góc mở xu páp mô phỏng theo chu trình ECE R49 84 Hình 4.1 Sơ đồ phòng thử động cơ ETC01,Trung tâm thử nghiệm khí thải phương tiện giao thông cơ giới đường bộ 88 Hình 4.2 Sơ đồ bố trí thiết bị của băng thử động lực học cao ETC01 ở phòng thử nghiệm khí thải động cơ thuộc Trung tâm thử nghiệm khí thải phương tiện giao thông cơ giới đường bộ 89 Hình 4.3 Sơ đồ nguyên lý của cụm phanh điện PA 406/6 PA 90 Hình 4.4 Sơ đồ nguyên lý của thiết bị đo tiêu hao nhiên liệu AVL 735S 93 Hình 4.5 Sơ đồ cấu tạo của bộ phân tích CO 94 Hình 4.6 Sơ đồ cấu tạo của bộ phân tích NO và NOX 96 Hình 4.7 Sơ đồ nguyên lý hệ thống PSS i60 97 Hình 4.8 Sơ đồ nguyên lý buồng đo khói 98 Hình 4.9 Hệ thống cung cấp LPG điều khiển phun bằng điện tử 99 Hình 4.10 Hệ thống cung cấp LPG điều khiển phun bằng cơ khí 100 Hình 4.11 Bộ giảm áp hóa hơi 101 Hình 4.12 Sơ đồ bố trí bộ cung cấp LPG và hệ thống nhiên liệu 102 Hình 4.13 Chương trình thử Châu Âu EC ER49 cho động cơ 105 Hình 4.14 Lắp trục dẫn động 105 Hình 4.15 Lắp đặt bộ cung cấp LPG và động cơ trên bệ thử 108 Hình 4.16 Màn hình điều khiển của thiết bị thí nghiệm đo khí thải 109 Hình 4.17 Kết quả thí nghiệm đặc tính tốc độ ngoài của động cơ FAWDE- 4DX23 111 Hình 4.18 Quan hệ giữa lượng bồ hóng và tốc độ vòng quay của động cơ 112 xiv Hình 4.19 Phát thải CO ở các chế độ thử nghiệm theo chu trình ECE R49 113 Hình 4.20 Phát thải HC ở các chế độ thử nghiệm theo chu trình ECE R49 113 Hình 4.21 Phát thải NOX ở các chế độ thử nghiệm theo chu trình ECE R49 114 Hình 4.22 Quan hệ giữa độ khói và số vòng quay của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG 116 Hình 4.23 Kết quả so sánh công suất giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ nguyên bản theo chu trình ECE R49 118 1 MỞ ĐẦU 1. Lý do chọn đề tài Khí thải từ ô tô sử dụng nhiên liệu diesel sinh ra đang là một trong những tác nhân lớn nhất gây ô nhiễm môi trường không khí, đặc biệt ở tại các khu đô thị. Trong khí thải của động cơ diesel thì thành phần độc hại đáng quan tâm nhất là khí thải dạng hạt có đường kính 10 m (bụi lơ lửng) và nitơ ôxít (NOx). Các nghiên cứu trên thế giới đều cho thấy NOx là một trong những nhân tố làm trầm trọng thêm bệnh hen suyễn và các bệnh về hô hấp khác, trong khi đó khí thải bụi hạt có liên quan đến nguy cơ gây ung thư. Trong những năm qua, việc nghiên cứu giảm khí thải độc hại cho động cơ diesel đang được nhiều quốc gia đầu tư thực hiện. Để giảm các thành phần độc hại trong khí thải động cơ diesel, ngoài các biện pháp công nghệ như cải tiến kết cấu buồng cháy, sử dụng hệ thống tuần hoàn khí thải, tối ưu hóa các thông số của quá trình cung cấp nhiên liệu...thì biện pháp sử dụng nhiên liệu sạch cho động cơ diesel, trong đó có nhiên liệu khí dầu mỏ hóa lỏng (LPG) hiện đang được nhiều nước ứng dụng. Sử dụng động cơ chạy bằng lưỡng nhiên liệu diesel- LPG trên ô tô nhằm giảm khí thải độc hại là một hướng nghiên cứu đang được các nhà khoa học quan tâm. Biện pháp này khi áp dụng sẽ giải quyết được hai vấn đề là bảo vệ môi trường không khí và tận dụng được nguồn nhiên liệu hiện đang có sẵn ở nhiều nơi trên thế giới trong khi nhiên liệu hóa thạch đang dần có nguy cơ cạn kiệt. Để đảm bảo cho động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG mà ít phải thay đổi kết cấu có thể dùng biện pháp lắp đặt thêm bộ cung cấp LPG vào động cơ diesel nguyên thủy. Phương án này không chỉ sử dụng được cho các loại ô tô dùng động cơ diesel mới mà còn có thể sử dụng cho các loại xe ô tô đang lưu hành vì việc lắp đặt thêm hệ thống cung cấp LPG vào động cơ diesel là không phức tạp và 2 ít làm ảnh hưởng đến đặc tính của động cơ. Ưu điểm nổi bật của động cơ lưỡng nhiên liệu theo phương án đã nêu so với đơn nhiên liệu LPG là không phải chế tạo động cơ chuyên chạy LPG mà vẫn đạt được mục đích giảm lượng khí thải độc hại. Hiện nhiều nước trên thế giới đã nghiên cứu sử dụng động cơ lưỡng nhiên liệu diesel – LPG trên ô tô, các nhà nghiên cứu đã đưa ra nhận định chung về đặc điểm sử dụng LPG trên động cơ diesel như: khả năng giảm bụi khói và NOX, hiện tượng tăng phát thải HC và CO khi thay thế LPG vào diesel. Tuy nhiên, một số nghiên cứu đưa ra các kết quả rất khác nhau mức giảm hoặc tăng các thành phần phát thải khi tăng tỷ lệ LPG thay thế. Điều đó cho thấy ảnh hưởng của tỷ lệ LPG thay thế đến phát thải của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel - LPG phụ thuộc rất nhiều vào loại động cơ, thành phần nhiên liệu sử dụng, phương pháp cung cấp nhiên liệu LPG và điều kiện vận hành động cơ. Ở Việt Nam, ứng dụng LPG cho động cơ đốt trong đã và đang được quan tâm nghiên cứu ngày càng nhiều nhưng chưa được chuyên sâu, các kết quả nghiên cứu mới chỉ dừng ở mức cho động cơ chạy bằng nhiên liệu LPG thôi chứ chưa quan tâm tới việc tối ưu hóa hệ thống cung cấp nhiên liệu, quá trình cháy, hình thành các chất ô nhiễm. Với thực trạng trên, việc nghiên cứu tính toán xác định thành phần khí thải phát tán vào môi trường của động cơ ô tô sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel - LPG trở nên cấp thiết, có ý nghĩa khoa học và thực tiễn cao. 2. Mục đích nghiên cứu - Xác định hàm lượng các thành phần khí thải khi lắp thêm bộ cung cấp khí hóa lỏng (LPG) vào động cơ diesel. - Đánh giá hiệu quả giảm phát thải của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG. 3. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu 3 * Đối tượng nghiên cứu: Luận án tập trung nghiên cứu động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG lắp trên ô tô cỡ nhỏ và trung bình. * Phạm vi nghiên cứu: Nghiên cứu về khí thải của đối tượng đã chọn trên cơ sở giữ nguyên các chỉ tiêu kỹ thuật (công suất mô men) của động cơ diesel nguyên thủy. 4. Phương pháp nghiên cứu Kết hợp giữa nghiên cứu lý thuyết với nghiên cứu thực nghiệm. * Về lý thuyết: Sử dụng lý thuyết về quá trình trao đổi nhiệt và trao đổi chất của động cơ đốt trong để xây dựng phương pháp xác định lượng khí thải. Sử dụng phần mềm AVL-BOOST để mô phỏng quá trình làm việc của động cơ và tính toán hàm lượng phát thải. * Về thực nghiệm: Thí nghiệm trên băng thử hiện đại theo chu trình ECE của Cục Đăng kiểm Việt Nam để xác định hàm lượng các thành phần khí thải độc hại, trên cơ sở đó sẽ hiệu chỉnh kết quả tính toán lý thuyết. 5. Ý nghĩa khoa học và thực tiễn * Ý nghĩa khoa học Luận án đã xây dựng được phương pháp xác định các thành phần khí thải độc hại của động cơ khi sử dụng nhiên liệu diesel và lưỡng nhiên liệu diesel – LPG. Luận án đã xây dựng được mô hình mô phỏng để đánh giá lượng phát thải của động cơ khi sử dụng nhiên liệu diesel và lưỡng nhiên liệu diesel – LPG. Luận án đã tiến hành thực nghiệm đánh giá và so sánh các thành phần khí thải của động cơ khi sử dụng nhiên liệu diesel và lưỡng nhiên liệu diesel – LPG bằng hệ thống trang thiết bị thử nghiệm hiện đại, đạt tiêu chuẩn Quốc tế. * Ý nghĩa thực tiễn Kết quả nghiên cứu của luận án là cơ sở để đánh giá hiệu quả môi trường và năng lượng của động cơ khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel – LPG. 4 Luận án là tài liệu tham khảo có giá trị trong giảng dạy, nghiên cứu khoa học và thực tế ứng dụng. 6. Những nội dung chính của luận án Luận án được trình bày trong 4 chương với cấu trúc như sau: Mở đầu Chương I. Tổng quan về vấn đề nghiên cứu. Chương II. Cơ sở lý thuyết tính toán thành phần khí thải của động cơ diesel và động cơ diesel - LPG. Chương III. Xây dựng mô hình xác định các thành phần khí thải của động cơ diesel và động cơ diesel - LPG. Chương IV. Thực nghiệm và đánh giá kết quả Kết luận và kiến nghị. 5 Chương I. TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU 1.1. Tổng quan về ô nhiễm môi trường do phát thải của ô tô 1.1.1. Sự phát triển phương tiện giao thông ở Việt Nam Trong những năm qua cùng với tốc độ tăng trưởng kinh tế, nhu cầu đi lại và vận chuyển hàng hóa ở Việt Nam cũng tăng nhanh. Điều đó dẫn tới số lượng các phương tiện vận tải, đặc biệt là loại sử dụng nhiên liệu diesel ngày càng gia tăng. Tính đến 31/12/2012, số lượng ô tô trên c ả nước đã lên tới 1.539.142 chiếc [4]. Các số liệu biểu thị trên hình 1.1 và hình 1.2 cho thấy, trong khoảng thời gian từ năm 2008 đến 2012, số lượng ô tô trên cả nước đã tăng trên 60%, xe con và xe tải chiếm tỷ lệ tương đối lớn, tỷ lệ giao thông công cộng chỉ chiếm một phần nhỏ của giao thông đô thị. Phương tiện giao thông cơ gi ới đường bộ lưu hành ở Việt Nam bao gồm nhiều loại, có nhiều phương tiện đã cũ , tiêu thụ nhiên liệu lớn , độ ồn và phát thải độc hại r ất cao . Thực hiện Nghị định s ố 92/2001/NĐ-CP ngày 11/12/2001 của Chính phủ về điều kiện kinh doanh vận tải bằng ô tô và Nghị định số 23/2004/NĐ-CP ngày 13/01/2004 của Chính phủ về niên hạn sử dụng ô tô tải và ô tô chở người , số lượng phương tiện quá cũ đã được giảm đi đáng kể. Tuy nhiên, mức độ phát thải các chất độc hại vẫn còn ở mức cao. Số lượng phương tiện tăng quá nhanh trong khi hạ tầng giao thông không phát triển kịp đã tạo ra sức ép ngày càng lớn đối với môi trường đặc biệt là ở đô Hình 1.1. Số lượng ô tô của cả nước theo năm 0,0 0,4 0,8 1,2 1,6 2008 2009 2010 2011 2012 (Triệu xe) Hình 1.2. Các loại ô tô của cả nước theo năm 0 150 300 450 600 750 Xe con Xe tải Xe khách 2008 2009 2010 2011 2012 (Nghìn xe) 6 thị. Hà Nội là một thành phố có tốc độ phát triển số lượng phương tiện giao thông đường bộ ở mức cao. Tính đến 31/12/2012, số lượng ô tô đạt 334.399 chiếc [4]. Các số liệu biểu thị trên hình 1.3 và hình 1.4 cho thấy, trong khoảng thời gian từ năm 2008 đến 2012, số lượng ô tô trên cả nước đã tăng lên gấp khoảng 1,5 lần, trong đó gia tăng chủ yếu là xe con, số lượng xe tải và xe khách thay đổi không đáng kể. Tốc độ phát triển các loại phương tiện giao thông đường bộ ở Thành phố Hồ Chí Minh cũng tăng lên rất nhanh, chủ yếu là các loại xe con và xe tải. Tính đến 31/12/2012, số lượng ô tô tại Thành phố Hồ Chí Minh đạt 307.724 chiếc [4]. Các số liệu biểu thị trên hình 1.5 và hình 1.6 cho thấy, trong khoảng thời gian từ năm 2008 đến 2012, tổng số phương tiện giao thông đường bộ tại thành Hình 1.3. Số lượng ô tô tại Hà Nội theo năm 0 50 100 150 200 250 30... 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. 25 - Động cơ dễ bị cháy kích nổ khi tỷ lệ hòa trộn cao. 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. Chọn phương án hòa trộn lưỡng nhiên liệu 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. 2 3 41 5 6 26 Hình 2.4. Sơ đồ bố trí hệ thống cung cấp LPG và hệ thống nhiên liệu 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. Cơ sở lý thuyết quá trình cháy trong động cơ diesel và động cơ diesel - LPG 2.2.1. Quá trình cháy trong động cơ 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 [26]. 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 và 1 2 3 4 5 6 13 7 8 9 10 11 15 16 12 14 11 17 27 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: CO2, H2O, N2, O2, 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 [27]. 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 28 thể tăng tỷ số nén giúp tăng hiệu suất cao hơn với động cơ xăng. - 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) [26]. 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 29 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 p/ 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 T P 3' 4' 5' T3 2' 1' 4 1 5 P 2 60 40 20 0 20 40 60 80 ĐCT I II III IV φ0 30 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 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. 31 + 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 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. Cơ sở lý thuyết quá trình cháy trong động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu 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 [62]. Đường bao của tia nhiên liệu chia không gian buồng cháy thành 2 vùng: Vùng chưa cháy và vùng cháy (Hình 2.6). Hình 2.6. Phân chia vùng cháy trong động cơ diesel - LPG Vòi phun nhiên liệu diesel Vùng chưa cháy Vùng cháy 32 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. 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 [62]. 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 Phía trước màng lửa Ranh giới của vùng cháy Hướng lan truyền của màng lửa 33 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 [30]. 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 Góc quay trục khuỷu (độ) T ố c đ ộ t ỏ a n h iệ t (J /C A ) 100% diesel 75,9 % diesel + 24,1 % LPG 340 360 380 400 420 T ố c đ ộ t ỏ a n h iệ t (J /C A ) -25 25 75 125 175 225 275 -25 25 75 125 175 225 275 340 1 2 4 3 5 1 2 5 360 380 400 420 34 - 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 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 [30], 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).                          1 .exp1.)(ˆ s o waQQ    (2.1) Trong đó:  . Góc quay trục khuỷu hiện thời, độ;  Q  . Nhiệt tỏa ra tính đến góc quay của trục khuỷu  , J; Q. Tổng nhiệt lượng tỏa ra trong quá trình cháy, J; aw. Hằng số phụ thuộc vào tỷ lệ nhiên liệu LPG cung cấp vào xy lanh; S. Hệ số hình dáng (thông số kích thước);  o,  . Thời điểm và thời gian diễn ra quá trình cháy, độ; Hệ số hình dáng S quyết định biên dạng của đồ thị tốc độ tỏa nhiệt 35 (ROHR), giá trị S càng lớn, giá trị cực đại của ROHR càng cao. Thời điểm bắt đầu và kết thúc của mỗi giai đoạn cháy phụ thuộc vào tỷ lệ diesel và LPG. Quy luật tỏa nhiệt trong động cơ lưỡng nhiên liệu diesel – LPG được trình bày trong hình 2.9 [30]. Hình 2.9. Các giai đoạn trong quá trình cháy của động cơ diesel-LPG Đối với mỗi một 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 tiếp theo giai đoạn cháy của 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. 1 3 2 4 5 (spd,Qpd) (sd,Qd) (spg,Qpg) Góc quay trục khuỷu (độ) Bắt đầu cháy nhanh với LPG Bắt đầu cháy khuyếch tán Bắt đầu cháy nhanh với diesel T ố c đ ộ t ỏ a n h iệ t (J /C A ) 275 - 225 - 175 - 125 - 75 - 25 - 360 370 380 390 400 ! ! ! ! ! ! ! 36 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 k pd pg d 𝜃s ( ) 0 d Q d    pcl pg s i  pd d x j  𝜃e 3 2 2 3 3 3 2 . . . pd pd e pd pd d Q d Q d d d Q d Q d d            ( ) 0 d Q d    ( ) f b bx x  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 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 2.2. 2 2 ( ) ( ) ( ) e s e s k k p m k k p dQ dQ d d dQ d d                             Trong đó: 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. . 100 (2.2) 37 Tỷ lệ năng lượng do LPG sinh ra trong tổng năng lượng của lưỡng nhiên liệu diesel-LPG được tính theo công thức 2.3.  LPG uLPG LPG uLPG diesel udiesel m .H CCR m .H m .H .100 %   (2.3) Trong đó: CCR. Tỷ lệ phần trăm năng lượng do LPG sinh ra trong tổng năng lượng của lưỡng nhiên liệu diesel-LPG; LPGm . Khối lượng LPG tiêu thụ (kg); HuLPG. Nhiệt trị thấp của LPG; mdiesel. Khối lượng diesel tiêu thụ (kg); Hudiesel. Nhiệt trị thấp của diesel. Nhiệt trị thấp của LPG là 45,31 MJ/kg, của diesel là 42,50 MJ/kg, dựa vào đó có thể xác định được tỷ lệ phần trăm năng lượng LPG trong tổng năng lượng được đốt cháy trong quá trình hoạt động của động cơ. 2.2.3. Cơ sở mô hình hóa quá trình hình thành hỗn hợp và cháy trong động cơ lưỡng nhiên liệu Diesel - LPG 2.2.3.1. Phương trình nhiệt động học thứ nhất Trạng thái nhiệt động diễn ra trong xy lanh động cơ được tính toán dựa trên phương trình nhiệt động học thứ nhất [33]: d mc .u dα = −pc . dV dα + dQF dα − dQw dα − hBB . dmBB dα + dm i dα . hi − dme dα . h − qev . f. dmev dt . (2.4) Trên cơ sở cân bằng năng lượng trong xy lanh động cơ, biến thiên về khối lượng môi chất trong xy lanh được tính bằng tổng khối lượng môi chất đi vào trừ khối lượng đi ra khỏi xy lanh: c i e BB evdm dm dm dm dm dα dα dα dα dt    (2.5) 38 Trong các công thức trên: cd(m .u) dα . Nội năng biến đổi bên trong xy lanh; c dV p . dα . Công sinh ra trên đỉnh piston; FdQ dα . Nhiệt lượng cấp vào; wdQ dα  . Tổn thất nhiệt qua vách; BB BB d m h . dα . Tổn thất entanpy lọt khí; BBdm dα . Lượng khí lọt các te; idm . Lượng khí đi vào xy lanh; edm . Lượng khí đi ra khỏi xy lanh; ih . Entanpy của môi chất khí đi vào xy lanh; eh . Entanpy của môi chất khí đi ra khỏi xy lanh; qev. Nhiệt hóa hơi của nhiên liệu; f. Phần nhiệt hóa hơi của môi chất trong xy lanh; mew. Khối lượng nhiên liệu bay hơi. mC. Khối lượng môi chất bên trong xy lanh; u. Nội năng; cp . Áp suất bên trong xy lanh; Hình 2.10. Cân bằng năng lượng trong xylanh động cơ hBB dmBB pc dV Giới hạn vùng nhiệt động dQw pc Tc, mc hi dmi hi dmi 39 V. Thể tích xy lanh; FQ . Nhiệt lượng của nhiên liệu cung cấp; WQ . Tổn thất nhiệt qua vách; α. Góc quay trục khuỷu; BBh . Trị số entanpy. Định luật nhiệt động học I cho thấy sự thay đổi nội năng của môi chất trong xy 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 entanpy do lọt khí. Nhiên liệu diesel phun vào trong xy lanh hình thành hỗn hợp với môi chất nạp bên trong xy lanh nên có thể giả thiết: + Nhiên liệu phun vào trong buồng cháy được đốt cháy ngay. + Sản phẩm của quá trình cháy được hòa trộn tức thì với phần hỗn hợp chưa cháy còn lại tạo thành hỗn hợp đồng nhất. + Hệ số dư lượng không khí giảm dần từ giá trị cao khi bắt đầu cháy đến giá trị thấp khi kết thúc quá trình cháy. 2.2.3.2. Mô hình hỗn hợp môi chất Hỗn hợp môi chất trong động cơ diesel-LPG được mô tả bởi các thành phần hình thành lên hỗn hợp gồm nhiên liệu diesel, LPG (C3H8, C4H10), O2, N2, CO2, H2O, CO, H2. Đặc tính của hỗn hợp được tính toán trên cơ sở đặc tính của từng thành phần hợp thành trên cơ sở xét đến tỷ trọng khối lượng của thành phần đó trong hỗn hợp. Đối với một thành phần thứ k, các đặc trưng cơ bản gồm nhiệt dung riêng cpk , entanpy Hk và entropy Sk là các hàm đa thức đối với nhiệt độ trong điều kiện áp suất không đổi: kp 2 3 4 1k 2k 3k 4k 5k C a a T a T a T a T R      (2.6) 2 3 4k 2k 3k 4k 5k 6k 1k H a a a a a a T T T T RT 2 3 4 5 T      (2.7) 40 2 3 4k 3k 4k 5k 1k 2k 7k S a a a a .lnT+a T+ T + T + T +a 2 3 4 = R (2.8) Các hệ số mka xác định tùy vào thuộc tính nhiệt động của chất thành phần 2.2.3.3. Tính toán lượng môi chất vào và ra khỏi xy lanh Theo Blair, G. P [33], lượng môi chất đi vào xy lanh trong hành trình nạp và đi ra trong hành trình thải được tính toán trên cơ sở lưu lượng khối lượng môi chất qua khe hẹp, với giả thiết dòng chảy liên tục và ổn định: eff ol o o1 dm 2 =A .P . .Ψ. dt R T (2.9) Trong đó: dm dt . Lưu lượng khối lượng theo thời gian; effA . Diện tích thông qua; olP . Áp suất môi chất trước họng tiết lưu; 2P . Áp suất môi chất sau họng tiết lưu; olT . Nhiệt độ môi chất trước họng tiết lưu; oR . Hằng số chất khí; Ψ . Hệ số phụ thuộc tỷ lệ áp suất môi chất. Với dòng chảy có tốc độ dưới âm: 2 k 1 k k 2 2 o1 ol k P P . P P k 1                    (2.10) k. Tỷ số nhiệt dung riêng của môi chất; Với dòng chảy có tốc độ trên âm: 1 k 1 max 2 k Ψ Ψ . k 1 k 1          . (2.11) Diện tích thông qua của dòng chảy được tính bằng: 41 2 vi eff d .π A μσ. ; 4  (2.12) μσ . Hệ số bóp dòng của đường ống; vid . Đường kính xu páp. 2.2.3.4. Tính toán chuyển vị của piston Chuyển vị của piston tính theo công thức (2.13): s = r + l . cos𝜑 − r. cos 𝜑 + α − l. 1 − r l . sin 𝜑 + α − e l 2 . (2.13) S. Vị trí của piston tính từ điểm chết trên; r. Bán kính quay; l. Chiều dài thanh truyền; 𝜑. Góc giữa đường nối tâm quay với piston ở điểm chết trên với trục thẳng đứng (trường hợp xy lanh lệch tâm); 𝜑 = arcsin e r+l ; e. Khoảng lệch tâm; 𝛼. Góc quay trục khuỷu. 2.2.3.5. Mô hình truyền nhiệt Nhiệt truyền từ môi chất trong xy lanh đến bề mặt các chi tiết tạo thành buồng cháy được tính theo công thức [33]: Qwi = AWi . αw . (Tc − Twi ). (2.14) Qwi . Nhiệt truyền đến các chi tiết (nắp máy, đỉnh piston, thành xy lanh); AWi . Diện tích bề mặt các chi tiết (nắp máy, đỉnh piston, thành xy lanh); αw . Hệ số truyền nhiệt; Tc . Nhiệt độ môi chất trên bề mặt thành xy lanh; Twi . Nhiệt độ bề mặt chi tiết (nắp máy, đỉnh piston, thành xy lanh); Hình 2.11. Sơ đồ tính toán chuyển vị của piston e r α l 𝜑 s(α) 42 Hệ số truyền nhiệt được tính theo các công thức dưới đây: + Công thức Woschni 1978:  0,8 D c,10,2 0,8 0,53 w c c 1 m 2 c c,0 c,1 c,1 V .T α 130.D .p .T . C .C C . . .p P P V           (2.15) 1 u mC 2,28 0,308. C / C ;  C2 = 0,00324 với động cơ phun trực tiếp; C2 = 0,00622 với động cơ phun gián tiếp; D. Đường kính xy lanh; Cm. Tốc độ trung bình của piston; Cu. Tốc độ tiếp tuyến (Cu = π. D. nd/60 trong đó nd - tốc độ xoáy của môi chất, nd = 0,85n); VD. Thể tích công tác của 1 xy lanh; Pc. Áp suất môi chất trong xy lanh; pc,0. Áp suất khí trời; Pc,1. Áp suất môi chất trong xy lanh tại thời điểm đóng xu páp nạp; Tc,1. Nhiệt độ môi chất trong xy lanh tại thời điểm đóng xu páp nạp. + Công thức Woschni 1990: 2 0,2 0,8 0,53 0,2 0,8TDC w c c 1 m V α 130.D . .p .T .{C .C .[1 2 .IMEP ]} V          (2.16) VTDC. Thể tích xy lanh khi piston ở điểm chết trên; V. Thể tích xy lanh; IMEP. Áp suất chỉ thị trung bình; + Công thức Hohenberg: -0,06 0,8 -0,4 0,8 w c c mα =130V .p .T .(C +1.4) (2.17) + Công thức truyền nhiệt AVL 2000: w= Max αwoschni . 0,013d −0,2p0,8T−0,53 C4 d in d 2 vin 0,8 (2.18) 43 w. Hệ số truyền nhiệt (J/m 2 . 0 K); C4 = 14,0; D. Đường kính xy lanh (m); P. Áp suất (Pa); T. Nhiệt độ (K); din. Đường kính ống nối với đường nạp (m); vin. Tốc độ dòng khí trên đường nạp (m/s). Công thức Woschni 1978 áp dụng phổ biến để tính hệ số truyền nhiệt cho động cơ diesel nói chung, công thức này chỉ xét đến các thông số rất cơ bản của động cơ như diện tích ống lót xylanh, diện tích đỉnh piston Trong nghiên cứu này sử dụng công thức Woschni 1978 bởi dễ áp dụng và có độ chính xác phù hợp, thể hiện qua kết quả kiểm chứng giữa mô phỏng và thực nghiệm. 2.2.3.6. Tính toán lượng khí lọt các te Lượng khí lọt các te được tính toán theo công thức áp dụng cho dòng chảy tiết lưu qua khe hợp tương tự như trường hợp tính lượng môi chất vào và ra khỏi xy lanh. Diện tích thông qua được tính bằng [34]: Aeff = D. π. δ (2.19) Trong đó : Aeff . Diện tích thông qua; D. Đường kính xylanh; δ. Khe hở piston - xylanh. 2.2.3.7. Mô hình cháy trong xy lanh a) Mô hình cháy Vibe 2 vùng (Vibe 2 zones) Tốc độ tỏa nhiệt của môi chất cháy trong xy lanh được xác định theo công thức Vibe:    m 1 m a.y c dx α . m 1 .y .e dα α     (2.20) a ì 44 dQ dx ; Q  0 c y . Δ     Trong đó: Q. Tổng nhiệt lượng cấp vào; 𝛼. Góc quay trục khuỷu; 𝛼0. Thời điểm bắt đầu cháy; ∆𝛼𝑐 . Thời gian cháy; m. Thông số hình dạng; 𝑎. Thông số Vibe. Phần nhiên liệu đã được đốt cháy được tính toán qua tích phân phương trình Vibe là:  m 1 a.ydxx .dα 1 e dα     (2.21) Với mô hình cháy Vibe 2 vùng, môi chất trong xylanh được chia thành 2 vùng: Vùng cháy và vùng chưa cháy. Phương trình nhiệt động thứ nhất được viết cho 2 vùng này như sau: - Với vùng cháy: BB,bb b b F Wb b c u BB,b dmdm μ dV dQ dQ dm =-p + +h h . dα dα dα dα dα dα   (2.22) - Với vùng chưa cháy: BB,bu u u Wu B c u BB,b dmdm μ dV dQ dm p h h . dα dα dα dα dα      (2.23) Chỉ số b và u lần lượt thể hiện thông số của vùng cháy và vùng chưa cháy; B u dm h ; dα đại lượng thể hiện biến đổi enthalpy của môi chất nạp (vùng chưa cháy) sang sản phẩm cháy (vùng cháy). Sự thay đổi thể tích của 2 vùng chính bằng sự thay đổi thể tích của xy lanh, do vậy: 45 b udV dV dV ; dα dα dα   (2.24) Vb + Vu = V. b) Mô hình cháy 2 giai đoạn (Mixing Controlled Combustion, MCC) Nhiệt lượng tỏa ra trong xy lanh tập trung chủ yếu trong giai đoạn cháy nhanh và cháy chính, vì vậy có thể tính lượng nhiệt tỏa ra theo công thức: total MCC PMCdQ dQ dQ dα dα dα   (2.25) Trong đó: totaldQ dα . Biến thiên nhiệt lượng tổng trong xy lanh; MCCdQ dα . Biến thiên nhiệt lượng trong giai đoạn cháy chính; PMCdQ dα . Biến thiên nhiệt lượng trong giai đoạn cháy nhanh. Nhiệt lượng trong giai đoạn cháy chính được tính bằng:    MCC Comb 1 F MCC 2 dQ C .f m ,Q .f k,V dα  (2.26) Trong đó:   EGRCMCC1 F F Oxygen,available Q f m ,Q m .(w ) LCV        ;  2 Rate 3 k f k,V C . V  ; QMCC . Lượng nhiệt tỏa ra trong giai đoạn cháy chính (kJ); CComb . Hằng số cháy (kJ/kg/độ trục khuỷu); CRate . Hằng số hòa trộn hỗn hợp; K. Thế năng của dòng chuyển động rối (J); mF . Lượng nhiên liệu được hóa hơi (kg); LCV. Nhiệt trị thấp của nhiên liệu (kJ/kg); 46 V. Thể tích xy lanh (m3); α. Góc quay trục khuỷu (độ); wOxygen ,available . Tỷ lệ khối lượng ôxy có trong hỗn hợp khi bắt đầu phun nhiên liệu; CEGR . Hằng số xét đến ảnh hưởng của khí thải luân hồi. Thế năng của dòng chuyển động rối được xác định như sau: 2 1.5kin turb F F Diss kin dE 0.5.C .m .v C .E ; dt   (2.27) kin F,I Diff stoich E k= . m (1 λ m ) (2.28) Trong đó: Ekin . Thế năng của tia nhiên liệu (J); Cturb . Hằng số năng lượng chuyển động rối; CDiss . Hằng số suy giảm; mF,I . Lượng nhiên liệu phun vào (kg); v. Tốc độ nhiên liệu; mstoich . Khối lượng không khí lý tưởng để đốt cháy hết nhiên liệu (kg); λDiff . Hệ số dư lượng không khí trong quá trình cháy chính. Nhiệt lượng trong giai đoạn cháy nhanh: Sử dụng phương trình Vibe để tính toán tốc độ tỏa nhiệt:   ( m 1) PMC m a.yPMC c dQ Q a . m 1 .y .e dα α           (2.29) id c α α y α    Trong đó: QPMC . Tổng nhiệt lượng do nhiên liệu cung cấp trong giai đoạn cháy nhanh; QPMC = Tid . CPMC-Dur ; 47 CPMC. Hệ số cháy nhanh; ∆∝𝑐 . Khoảng thời gian cháy nhanh; ∆∝𝑐 = mfuel,id . CPMC; mfuel, id. Tổng lượng nhiên liệu được phun vào trong giai đoạn cháy trễ; CPMC-Dur. Hệ số xét đến thời gian cháy nhanh; m. Thông số hình dạng, m = 2.0; a. Thông số Vibe, a = 6,9. Mô hình MCC không kể đến phần nhiên liệu hình thành bên ngoài xy lanh nên không phù hợp với mô hình cháy của động cơ nghiên cứu. Do đó đề tài chọn mô hình cháy Vibe 2 vùng để tính toán mô phỏng động cơ. Việc lựa chọn quy luật cháy và các phản ứng phù hợp sẽ giúp cho quá trình mô phỏng đạt kết quả có độ chính xác cao. 2.3. Các thành phần khí thải Quá trình cháy trong động cơ đốt trong là quá trình ô xy hóa nhiên liệu, giải phóng nhiệt năng diễn ra trong buồng cháy động cơ theo những cơ chế hết sức phức tạp và chịu ảnh hưởng của nhiều thông số. Sản phẩm độc hại của quá trình cháy trong động cơ diesel và diesel - LPG bao gồm các chất: HC, NOX, SO2, và bụi hạt (PM) [50]. Khi nhiên liệu lỏng lý tưởng cháy hoàn toàn, sản phẩm cháy chủ yếu gồm CO2, H2O và N2 (có trong không khí). Phản ứng ôxy hoá trong trường hợp này có thể vi...iới hạn cho phép theo tiêu chuẩn EURO 2, riêng lượng phát thải hạt PM vượt quá giới hạn tiêu chuẩn cho phép. Bảng 4.3. Kết quả đo các thành phần phát thải của động cơ diesel Thành phần Đơn vị Giá trị Tiêu chuẩn EURO 2 Kết luận CO g/kW.h 1,502 4 Đạt HC g/kW.h 0,179 1,1 Đạt NOX g/kW.h 5,853 7 Đạt PM g/kW.h 0,340 0,15 Không đạt 4.5.3. Đánh giá chất lượng phát thải của động cơ diesel khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel – LPG 4.5.3.1. Phát thải CO Hình 4.19 thể hiện kết quả phát thải CO khi sử dụng diesel nguyên thủy và khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG. Kết quả cho thấy khi cho LPG 113 phun vào đường nạp động cơ thì phát thải CO tăng lên ở tất cả các chế độ thử nghiệm. Giá trị CO trung bình tại các chế độ có tỷ lệ LPG thay thế 20% diesel tăng gấp trên 2 lần so với giá trị CO khi sử dụng diesel nguyên thủy. 4.5.3.2. Phát thải HC Hình 4.19. Phát thải CO ở các chế độ thử nghiệm theo chu trình ECE R49 Hình 4.20. Phát thải HC ở các chế độ thử nghiệm theo chu trình ECE R49 Diesel LPG_10 LPG_20 Diesel LPG_10 LPG_20 114 Kết quả trên hình 4.20 thể hiện phát thải HC của động cơ thử nghiệm khi sử dụng diesel nguyên thủy và khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel- LPG. Kết quả trên đồ thị cho thấy, khi phun LPG vào đường ống nạp động cơ diesel thì phát thải HC tăng, lượng tăng cao nhất ở chế độ LPG thay thế 20% lên tới 335%. HC và CO tăng là do hỗn hợp đồng nhất nhiên liệu và không khí quá nghèo, dưới giới hạn cháy nên không cháy hết hoặc màng lửa không lan đến kịp trong không gian buồng cháy. 4.5.3.3. Phát thải NOX Kết quả trên hình 4.21 cho thấy, khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel – LPG thì hàm lượng NOX giảm. Ở chế độ LPG thay thế 10%, phát thải trung bình của NOX khi thử nghiệm theo chế độ ECE R49 giảm 2,8 %. Ở chế độ LPG thay thế 20%, phát thải trung bình của NOX giảm 4,2 %. NOX giảm là do LPG khi hòa trộn với diesel sẽ làm giảm nhiệt độ ngọn lửa khi cháy, thời gian duy trì môi chất đã cháy ở nhiệt độ cao khi tiếp xúc với ngọn lửa được rút ngắn làm giảm quá trình hình thành NOX ở chế độ nhiệt độ cao. Hình 4.21. Phát thải NOX ở các chế độ thử nghiệm theo chu trình ECE R49 Diesel LPG_10 LPG_20 115 4.5.3.4. Độ khói Kết quả đo độ khói khi thí nghiệm ở chế độ LPG thay thế 10% và chế độ LPG thay thế 20% được trình bày trong bảng 4.4. Các kết quả cho thấy độ khói giảm ở tất cả các tốc độ của động cơ khi cho LPG phun vào đường ống nạp động cơ. Ở tốc độ cực đại của động cơ, độ khói giảm 33,6% khi LPG thay thế 20%. Mức giảm trung bình là 9,1% ở chế độ LPG thay thế 10% và 16,6% ở chế độ LPG thay thế 20% diesel. Bảng 4.4. Kết quả đo độ khói của động cơ diesel - LPG Độ khói ở 100% tải (1/m) Tốc độ động cơ (v/ph) Diesel Chế độ LPG_10 So sánh (%) Chế độ LPG_20 So sánh (%) 1000 0,394 0,379 -3,8 0,370 -6,1 1200 0,207 0,197 -4,8 0,187 -9,7 1400 0,142 0,134 -5,6 0,125 -12,0 1600 0,086 0,080 -6,9 0,077 -10,0 1800 0,068 0,062 -8,8 0,058 -14,7 2000 0,081 0,074 -8,4 0,068 -16,0 2200 0,120 0,110 -8,2 0,101 -15,9 2400 0,182 0,160 -12,0 0,142 -22,0 2600 0,252 0,217 -13,9 0,186 -26,2 2800 0,342 0,280 -18,1 0,227 -33,6 Trung bình -9,1 -16,6 Độ khói giảm là do khi phun LPG vào, tỷ lệ cacbon so với hyđro của LPG nhỏ hơn so với diesel, tức là khối lượng C trong nhiên liệu LPG thấp hơn so với diesel nên giảm khả năng hình thành bồ hóng, dẫn đến độ khói của động cơ diesel-LPG giảm so với động cơ diesel nguyên thủy. Quan hệ giữa độ khói và số vòng quay của động cơ ở các tỷ lệ hòa trộn 116 diesel-LPG khác nhau được trình bày trên hình 4.22. 4.5.3.5. Phát thải trung bình Phát thải trung bình theo chu trình thử ECE R49 của động cơ thí nghiệm thể hiện trên bảng 4.5. Bảng 4.5. Phát thải trung bình của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG Thành phần Đơn vị 100% Diesel Chế độ LPG_10 Chế độ LPG_20 CO g/kW.h 1,502 2,701 3,85 HC g/kW.h 0,179 0,45 0,78 NOX g/kW.h 5,853 5,685 5,61 PM g/kW.h 0,341 0,291 0,268 Như vậy, khi tăng lượng LPG thay thế, hàm lượng phát thải NOX và PM giảm còn hàm lượng HC và CO tăng. Hiện tượng này là do LPG chiếm chỗ làm giảm không khí trong đường ống nạp gây nên hiện tượng cháy thiếu Hình 4.22. Quan hệ giữa độ khói và số vòng quay của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG Diesel LPG_10 LPG_20 Diesel LPG_10 LPG_20 117 ôxy, tuy nhiên do có LPG nên tốc độ cháy của môi chất tăng, thời gian cháy nhanh với diesel được rút ngắn làm giảm NOX và muội than. 4.5.3.6. Công suất động cơ Khi thử nghiệm, đề tài chỉ tiến hành điều chỉnh tỷ lệ diesel- LPG cung cấp cho động cơ để giữ nguyên công suất ở một chế độ, trong quá trình chạy theo chu trình với các chế độ thử khác nhau, công suất động cơ ở các mode có thể sai khác so với khi chạy diesel nguyên thủy. Bảng 4.6 trình bày kết quả đo công suất động cơ thử nghiệm, kết quả cho thấy khi phun LPG vào đường ống nạp động cơ diesel, công suất động cơ không thay đổi nhiều, Giá trị sai lệch trung bình là 3,2% ở chế độ LPG _10 còn ở chế độ LPG_20, mức độ sai lệch là 5,2%. Giá trị sai lệch này càng lớn sẽ phản ánh thực nghiệm có mức độ chính xác càng kém. Bảng 4.6. Kết quả đo công suất của động cơ diesel - LPG Công suất động cơ (KW) Mode Diesel Chế độ LPG_10 So sánh (%) Chế độ LPG_20 So sánh (%) 1 0,252 0,246 -2,4 0,248 -1,6 2 5,300 5,130 -3,2 4,860 -8,3 3 13,00 11,50 -11,5 11,10 -14,6 4 25,90 25,20 -2,7 24,14 -6,8 5 38,80 37,20 -4,1 36,50 -5,9 6 55,20 55,17 -0,0 55,08 -0,2 7 0,252 0,246 -2,4 0,248 -1,6 8 82,10 81,60 -0,6 80,70 -1,7 9 61,80 60,20 -2,6 59,30 -4,0 10 41,40 41,40 0,0 39,40 -4,8 11 20,90 19,20 -8,1 18,40 -11,9 12 8,600 8,500 -1,2 8,200 -4,6 13 0,252 0,246 -2,4 0,248 -1,6 Trung bình -3,2 -5,2 118 4.5.4. Đánh giá kết quả mô phỏng và thực nghiệm 4.5.1.1. So sánh kết quả mô phỏng và thực nghiệm đối với động cơ nguyên bản theo chu trình ECE R49 Hình 4.23 thể hiện công suất động cơ khi mô phỏng và thực nghiệm. Kết quả cho thấy công suất động cơ giữa thực nghiệm và mô phỏng sai lệch không nhiều. Giá trị công suất trung bình theo chu trình ECE R49 sai lệch là 1,4 %. Hình 4.23. Kết quả so sánh công suất giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ nguyên bản theo chu trình ECE R49 Bảng 4.7. Kết quả so sánh phát thải giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ nguyên bản theo chu trình ECE R49 Thành phần Đơn vị Mô phỏng Thực nghiệm Sai lệch (%) CO g/kW.h 1,469 1,502 -2,2 NOX g/kW.h 5,654 5,853 -3,4 Bồ hóng/PM g/kW.h 0,299 0,341 -12,3 119 Bảng 4.7 thể hiện kết quả phát thải của động cơ FAWDE- 4DX23-110 tính theo chu trình ECE R49 khi mô phỏng và thực nghiệm. Kết quả cho thấy giá trị sai lệch giữa mô phỏng và thực nghiệm đối với phát thải NOx và CO là không lớn, trong khi đó giá trị phát thải bồ hóng/PM sai lệch lên tới 12,3%. Sai lệch trên là do trong mô phỏng chỉ xác định được lượng PM thông qua các phản ứng hình thành bồ hóng của nhiên liệu cháy và phần trăm tỷ lệ dầu bôi trơn bị phân hủy. Tuy nhiên trong mô phỏng lại không đánh giá được ảnh hưởng của các yếu tố khác như: nhiên liệu, hiện tượng bơm dầu buồng cháy... Trong khi đó thực nghiệm xác định tất cả các thành phần tạo thành phát thải dạng hạt thông qua phương pháp cân lọc PM. 4.5.4.2. So sánh kết quả mô phỏng và thực nghiệm đối với động cơ diesel - LPG theo chu trình ECE R49 Kết quả so sánh phát thải trung bình giữa mô phỏng và thực nghiệm ở các chế độ với tỷ lệ hòa trộn diesel-LPG khác nhau được trình bày trong bảng 4.8. Các giá trị trong các bảng cho thấy, phát thải CO và NOX tính theo chu trình ECE R49 giữa mô phỏng và thực nghiệm sai lệch không nhiều. Giá trị sai lệch giữa mô phỏng và thực nghiệm đối với phát thải CO ở các chế độ LPG thay thế 10% diesel là 3,5% và LPG thay thế 20% diesel là 3,9%. Bảng 4.8. Kết quả so sánh phát thải giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ diesel - LPG theo chu trình ECE R49 Thành phần Đơn vị Chế độ LPG_10 Chế độ LPG_20 Mô phỏng Thực nghiệm Sai lệch (%) Mô phỏng Thực nghiệm Sai lệch (%) CO g/kW.h 2,606 2,701 -3,5 3,699 3,850 -3,9 NOX g/kW.h 5,460 5,685 -3,9 5,305 5,610 -5,4 Bồ hóng/PM g/kW.h 0,249 0,291 -14,4 0,223 0,268 -16,7 120 Với NOx sai lệch giữa mô phỏng và thực nghiệm ở chế độ LPG thay thế 10% diesel là 3,9% và ở chế độ LPG thay thế 20% diesel là 5,4%. Giá trị phát thải bồ hóng/PM giữa mô phỏng và thực nghiệm ở chế độ LPG thay thế 10% diesel sai lệch là 14,4%, ở chế độ LPG thay thế 20% diesel sai lệch lên tới 16,7%. Bảng 4.9. Kết quả so sánh công suất giữa mô phỏng và thực nghiệm của động cơ diesel - LPG theo chu trình ECE R49 Mode Chế độ LPG_10 Chế độ LPG_20 Mô phỏng Thực nghiệm Sai lệch (%) Mô phỏng Thực nghiệm Sai lệch (%) 1 0,251 0,246 -1,9 0,251 0,248 -1,2 2 5,40 5,13 -5,0 5,40 4,86 -10 3 13,17 11,50 -12,7 13,17 12,80 -2,8 4 26,02 25,20 -3,2 26,02 24,14 -7,2 5 39,08 37,20 -4,8 39,08 36,50 -6,6 6 56,80 54,80 -3,5 56,80 54,20 -4,6 7 0,25 0,25 -1,9 0,25 0,25 -1,2 8 85,06 81,60 -4,1 85,06 80,70 -5,1 9 62,59 60,20 -3,8 62,59 59,30 -5,3 10 42,12 41,40 -1,7 42,12 39,40 -6,5 11 21,12 19,20 -9,1 21,12 19,50 -7,6 12 8,57 8,50 -0,8 8,57 8,20 -4,3 13 0,25 0,25 -1,9 0,25 0,25 -1,2 Kết quả so sánh trên bảng 4.9 cho thấy, giá trị công suất động cơ FAWDE-4DX23-110 khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG giữa mô phỏng và thực nghiệm sai lệch không nhiều. Giá trị sai lệch lớn nhất về công 121 suất của động cơ theo chu trình ECE R 49 ở chế độ LPG thay thế 10% diesel là 12,7%, còn ở chế độ LPG thay thế 20% diesel là 10%. Kết quả sai lệch về công suất và các thành phần khí thải của động cơ giữa mô phỏng và thực nghiệm là có thể chấp nhận được, như vậy mô hình khảo sát lý thuyết là hoàn toàn có thể tin cậy được. 4.6. Kết luận chƣơng IV 1. Luận án đã lựa chọn hệ thống cung cấp LPG phù hợp và lắp đặt hệ thống này vào động cơ diesel FAWDE 4DX23-110. 2. Luận án đã tiến hành thí nghiệm xác định các thành phần khí thải của động cơ khi sử dụng diesel và lưỡng nhiên liệu diesel-LPG trên hệ thống trang thiết bị thí nghiệm hiện đại. 3. Các kết quả nghiên cứu thực nghiệm động cơ diesel FAWDE 4DX23-110 có lắp thêm hệ thống cung cấp LPG trên băng thử khí thải hiện đại với độ chính xác cao ETC01 thuộc phòng thử nghiệm khí thải động cơ hạng nặng, Trung tâm thử nghiệm khí thải phương tiện giao thông cơ giới đường bộ (NETC) - Cục Đăng kiểm Việt Nam cho thấy: Khi phun LPG vào đường ống nạp động cơ diesel thí nghiệm thì: - Độ khói giảm ở tất cả các tốc độ làm việc của động cơ. - CO và HC tăng nhưng vẫn đạt tiêu chuẩn EURO II. - Lượng giảm NOx là 4,2 % khi LPG thay thế 20% diesel. - Lượng giảm PM là 21,4 % khi LPG thay thế 20% diesel. 4. Kết quả so sánh giữa mô phỏng và thực nghiệm sai khác nhau không nhiều, điều này cho thấy việc sử dụng phần mềm AVL-BOOST để tính toán các thành phần phát thải của động cơ diesel thí nghiệm và động cơ diesel - LPG là chấp nhận được. 122 KẾT LUẬN CHUNG VÀ KIẾN NGHỊ I. Kết luận chung 1. Động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG là một trong những hướng nghiên cứu đang được các nhà khoa học quan tâm. Nhiều nước tiên tiến trên thế giới đã đầu tư tài chính, công sức cho nghiên cứu này. Ở Việt Nam, ứng dụng LPG cho động cơ đốt trong đã và đang được quan tâm nghiên cứu ngày càng nhiều, nhưng chưa chuyên sâu. Các kết quả nghiên cứu mới chỉ dừng ở mức cho động cơ chạy bằng nhiên liệu LPG chứ chưa quan tâm tới việc tối ưu hóa hệ thống cung cấp nhiên liệu, quá trình cháy, hình thành các chất ô nhiễm. Đề tài này đã nghiên cứu một cách tổng quan về quá trình cháy của động cơ diesel-LPG và xác định thành phần khí thải phát tán vào môi trường. 2. Đề tài đã xây dựng được mô hình tính toán phát thải của động cơ diesel tăng áp FAWDE 4DX23-110 khi sử dụng nhiên liệu diesel và lưỡng nhiên liệu diesel – LPG trên phần mềm AVL BOOST. Kết quả so sánh giữa mô phỏng và thực nghiệm sai khác nhau không nhiều, điều này cho thấy việc sử dụng phần mềm AVL-BOOST để tính toán các thành phần phát thải của động cơ diesel - LPG là một giải pháp đúng đắn. 3. Đề tài đã lựa chọn và lắp đặt hoàn chỉnh bộ cung cấp LPG lên động cơ diesel tăng áp FAWDE 4DX23-110 để chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel – LPG. Việc lắp đặt thêm hệ thống cung cấp LPG không làm thay đổi kết cấu của động cơ nguyên bản. 4. Kết quả thực nghiệm trên băng thử đồng bộ về khí thải hiện đại của hãng AVL (Áo) tại Trung tâm thử nghiệm khí thải quốc gia cho thấy: Khi LPG thay thế 20% diesel, Độ khói giảm ở tất cả các tốc độ làm việc của động cơ, CO và HC tăng nhưng vẫn đạt tiêu chuẩn EURO II, lượng giảm NOx là 4,2 %, lượng giảm PM là 21,4 %. 123 II. Kiến nghị Trên cơ sở các kết quả đã nghiên cứu, luận án có một số kiến nghị sau: 1. Ứng dụng phương án đã nghiên cứu để giảm khói bụi và giải quyết yêu cầu về năng lượng thay thế cho các động cơ diesel lắp trên ô tô hoạt động tại các đô thị lớn. 2. Sử dụng bộ lọc khí thải dạng ô xy hóa để giải quyết việc tăng CO và HC của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel – LPG. 3. Cần có thêm các nghiên cứu nhằm tối ưu hóa tỷ lệ hòa trộn LPG trong động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-LPG. 124 DANH MỤC CÁC CÔNG TRÌNH KHOA HỌC ĐÃ CÔNG BỐ Bài báo 1. Cao Trọng Hiền, Vương Văn Sơn, Nghiên cứu đánh giá khả năng giảm phát thải NOX và PM cho động cơ hai nhiên liệu diesel-LPG, Tạp chí Cơ khí Việt Nam, tháng 1/2013, tr. 257-260. 2. Cao Trọng Hiền, Vương Văn Sơn, Xác định phát thải bồ hóng cho động cơ diesel và động cơ diesel-LPG bằng thực nghiệm, Tạp chí Cơ khí Việt Nam, tháng 6/2013, tr. 72-76. 3. Cao Trọng Hiền, Đào Mạnh Hùng, Vương Văn Sơn, Xác định thành phần khí thải của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel – LPG bằng phần mềm AVL – BOOST, Tạp chí Giao thông Vận tải, tháng 11/2013, tr. 30-31. Công trình khoa học 3. Vương Văn Sơn, Các thành phần khí thải của ô tô và tác hại của nó, Đề tài nghiên cứu khoa học cấp cơ sở năm 2009, Mã số T 2009-CK-26, Đại học GTVT. 4. Vương Văn Sơn, Xây dựng phương pháp xác định các thành phần khí thải của ô tô bằng phần mềm AVL BOOST, Đề tài nghiên cứu khoa học cấp cơ sở năm 2011, Mã số DT1011.09, Đại học Công nghệ GTVT. 5. Vương Văn Sơn, Xây dựng phương pháp xác định mức độ ô nhiễm không khí do các phương tiện giao thông gây ra trên địa bàn tỉnh Vĩnh Phúc, Hội nghị Sáng tạo kỹ thuật Tỉnh Vĩnh Phúc lần thứ 3, năm 2011. 6. Vương Văn Sơn, Nghiên cứu xác định lượng phát thải độc hại của động cơ diesel lắp trên ô tô tải HYUNDAI 3,5 tấn, Đề tài nghiên cứu khoa học cấp cơ sở năm 2012, Mã số DT1112.18, Đại học Công nghệ GTVT. 7. Vương Văn Sơn, Tính toán lượng khí thải độc hại của động cơ ô tô 125 và đề xuất các biện pháp giảm thiểu, Hội nghị Sáng tạo kỹ thuật Tỉnh Vĩnh Phúc lần thứ 4, năm 2013. 8. Vương Văn Sơn, Nghiên cứu ứng dụng phần mềm AVL BOOST để xây dựng mô hình tính toán mức phát thải của động cơ diesel khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG, Đề tài nghiên cứu khoa học cấp cơ sở năm 2013, Mã số DT1213.12, Đại học Công nghệ GTVT. 126 TÀI LIỆU THAM KHẢO A. Tiếng Việt` [1] Nguyễn Đại An (2002), Nghiên cứu hoàn thiện hệ thống nạp - thải khi thủy động hóa động cơ Díesel Sông Công họ D50, Luận án Tiến sỹ kỹ thuật, Đại học Hàng Hải, Hải Phòng. [2] Vũ An, Nghiên cứu sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-LPG đồng thời chuyển đổi động cơ diesel trên xe buýt theo hướng phù hợp nhằm giảm thiểu ô nhiễm môi trường tại các đô thị lớn, Báo cáo tổng kết đề tài khoa học cấp ngành dầu khí. [3] Cục Đăng kiểm Việt Nam (2006), Yêu cầu và phương pháp thử khí thải gây ô nhiễm trong phê duyệt kiểu. [4] Cục Đăng kiểm Việt Nam (2012), Tổng hợp số liệu về phương tiện giao thông trong cả nước. [5] Bùi Văn Ga, Văn Thị Bông, Phạm Xuân Mai, Trần Văn Nam, Trần Thanh Hải Tùng, (1997), Ô tô và ô nhiễm môi trường, nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội. [6] Bùi Văn Ga (1994), Góp phần nghiên cứu ngọn lửa tự do, rối và khuếch tán bằng nhiên liệu khí và nhiên liệu lỏng, Luận án Tiến sĩ Khoa học-Kỹ thuật số 19-GD ĐT. [7] Bùi Văn Ga, Phạm Xuân Mai, Trần Văn Nam, Trần Thanh Hải Tùng (1997), Mô hình hóa quá trình cháy trong động cơ đốt trong, nhà xuất bản giáo dục, Hà nội. [8] Bùi Văn Ga, Trần Văn Nam, Trần Thanh Hải Tùng, Phạm Xuân Mai (N0 11/1996), Tính toán nồng độ các chất trong sản vật cháy. Phần 5: Tính toán nồng độ bồ hóng trong quá trình cháy khuếch tán, Thông tin môi trường, Sở KHCNMT Quảng Nam-Đà Nẵng. [9] Mai Sơn Hải (2008), Bước đầu nghiên cứu sử dụng khí hóa lỏng LPG trên động cơ diesel cỡ nhỏ, Đại học NHa Trang. [10] Cao Trọng Hiền, Nguyễn Tuấn Anh (1996), Giao thông vận tải và môi trường, Proceeding of liiternntioiial Conference on Aiitomotive Technology, ICAT96. Science and Technical Publishing House, Hanoi. [11] Chu Mạnh Hùng (2008), Sử dụng nhiên liệu gas hóa lỏng(LPG) cho ô tô và vấn đề hạn chế ô nhiễm môi trường trong thành phố, Bộ GTVT. [12] Nguyễn Hữu Hường (2003), Nghiên cứu quá trình cháy hỗn hợp phân lớp 127 trong động cơ sử dụng nhiên liêuh hóa lỏng (LPG) phun trực tiếp, Luận án Tiến sỹ kỹ thuật, Đại học Đà Nẵng. [13] Lê Viết Lượng (2004), Lý thuyết động cơ Diesel, nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội. [14] Phạm Xuân Mai (1998), Nghiên cứu mô hình hóa sự hình thành bồ hóng trong quá trình cháy của động cơ Diesel, Luận án Tiến sỹ kỹ thuật, Đại học Đà Nẵng. [15] Lý Ngọc Minh, Một số đặc điểm và tính chất hóa lý của khí dầu mỏ hóa lỏng (LPG), Báo cáo khoa học, Đại học Công nghiệp TP Hồ Chí Minh. [16] Trần Văn Nam (1997), Nghiên cứu sự hình thành CO trong động cơ đánh lửa cưỡng bức. Luận án Tiến sỹ kỹ thuật, Đại Học Đà Nẵng. [17] Hồ Tấn Quyền, Nghiên cứu hệ thống cung cấp khí dầu mỏ hóa lỏng (LPG) cho xe buýt cỡ nhỏ phù hợp với điều kiện giao thông đô thị Miền Trung Việt Nam, Luận án Tiến sỹ kỹ thuật Đại học Đà Nẵng. [18] Trần Văn Tế, Phạm Minh Tuấn, Trần Thanh Hải Tùng, Đỗ Xuân Kính, Vũ Thị Lạt, Lê Thượng Hiền, Lê Anh Tuấn (2000), Nghiên cứu giảm ô nhiễm môi trường do khí thải của các phương tiện giao thông gây ra, Đề tài cấp bộ B98-28-38TD, Đại học Bách khoa Hà Nội. [19] Đinh Xuân Thành, Nghiên cứu khả năng giảm khí thải độc hại cho động cơ Diesel tăng áp lắp trên xe buýt, Luận án Tiến sỹ, ĐH Bách khoa Hà Nội. [20] Lê Anh Tuấn, Phát triển bộ dữ liệu hệ số phát thải của ô tô trên băng thử CD48, Báo cáo khoa học, ĐH Bách khoa Hà Nội. [21] Trần Thanh Hải Tùng (1998), Góp phần nghiên cứu Sự hình thành NO, trong quá trình cháy của động cơ diesel, Luận văn tiến sĩ kỹ thuật, Đại học bách khoa Hà Nội. [22] Trần Thanh Hải Tùng, Lê Minh Xuân (2006), Ảnh hưởng tỷ lệ hỗn hợp LPG- Diesel trong động cơ hai nhiên liệu, Hội nghị Khoa học lần thứ 20, Đại học Bách khoa Hà Nội. [23] Trần Thanh Hải Tùng, Trần Văn Nam (2010), Kích nổ trong động cơ nén cháy sử dụng nhiên liệu khí, Tạp chí Khoa học và Công nghệ, Đại học Đà Nẵng. [24] Trần Thanh Hải Tùng, Lê Minh Tuấn, Phạm Minh Tuấn (2010), Nghiên cứu sử dụng nhiên liệu thay thế trên động cơ diesel, Tạp chí Khoa học và Công nghệ Hàng hải. 128 [25] Lê Văn Tụy, Tính toán mô phỏng cung cấp nhiên liệu khí thiên nhiên (CNG) phun trực tiếp cho động cơ có tỷ số nén cao, Luận án Tiến sỹ, Đại học Đà Nẵng. [26] Nguyễn Tất Tiến (2000), Nguyên lý động cơ đốt trong, nhà xuất bản Giáo dục, Hà Nội. [27] Phạm Minh Tuấn (2008), Khí thải động cơ và ô nhiễm môi trường, nhà xuất bản Khoa học & Kỹ thuật, Hà Nội. [28] Nguyễn Quang Vinh (2008), Nghiên cứu áp dụng thí điểm nhiên liệu khí dầu mỏ hóa lỏng cho xe buýt tại thủ đô Hà Nội và thành phố Hồ Chí Minh, Báo cáo tổng kết đề tài cấp Bộ. [29] Nguyễn Hoàng Vũ (2005), Nghiên cứu ảnh hưởng một số thông số điều chỉnh của quy luật cung cấp nhiên liệu đến các chỉ tiêu kinh tế năng lượng và mức độ độc hại khí thải, Luận án Tiến sỹ, Học viện Kỹ thuật quân sự. B. Tiếng Anh [30] A. Bilcan, O. Le Corre and M. Tazerout, Characterization of the LPG - Diesel Dual Fuel Combustion, Département Systèmes Energétiques et Environnement, France Ecole des Mines de Nantes. [31] Aoyagi, Y. Kamimoto, T. Matsin, Y. Matsuoka (1994), S.A gas sampling study on the information processes of soot and NO in a DI Diesel enginc. SAE 800254. [32] Asian Development Bank (2003), Reducing Vehiele Emissions in Asia. [33] AVL LIST GmbH (2000), AVL BOOTS User's Guide - Version 3.3. [34] AVL GmbH (2001), Boost Version 5.0 User’s Guide. Austria [35] Babu V. Rajalinggam, Patrick V. Farrell (1999), "The Effects of Injection Pressure on Air Entrainment into Trasient Diesel Sprays", Technology for Diesel Fule Injection and Spray, SP - 1415, SAE Paper No 0 1999-01-0523, pp.171-180. [36] Badami. M, Nuccio. P, Trucco. G (1999), "Influence of Injection Pressure on the Performance of a DI Diesel Engine with a Common Rail Fuel Injection System", Technology for Diesel Fule Injection and Spray, SP-1415, SAE Paper No 0 1999-01-0193, pp. 291-300. [37] Bogdan Cornel BENEA, Adrian Ovidiu SOICA (2007), Researches 129 regarding using LPG on diesel engine, TRANSILVANIA University of Brasov. [38] BEROUN, Stanislav (2001), The Development of Gas (CNG, LPG and H2) Engines for Buses and Trucks and their Emission and Cycle Variability Characteristics, Techn. Univ. Liberec – Czech Republic. [39] Colin R. Ferguson and Allan T. Kirkpatrick (2001), Internal Combustion Engine: Applied Thermoscience. Second edition, John Wiley & Sons, Inc. [40] Dara D. Torkzadeh, Wolfgang Lhgst, Uwe Kiencke, Engine Modeling and Exhaust Gas Estimation for DI-Diesel Engines, Institute of Industrial Information Technology, University of Karlsruhe, Germany. [41] Dong Jian, Gao Xiaohong, Li Gesheng, Zhang Xintang (2001), Study on Diesel-LPG Dual Fuel Engines , Wuhan University of Technology. [42] Guido Lenaers and Martine Van Poppel (2007), On-board Emission and Odour Measurements on Euro 2 Buses Retrofitted with Different Combinations of PM Traps and SCR, 07NAPLES-14, SAE International. [43] Guihua Wang, Guo Xiang Li, Yungang Liu, Lu Chen, Xichao Zhang, Jiaxiang Lu (1999)."A Developde Model for Emissions Prediection of a DI Diesel Engine", Disel Engine Modeling, SP- 1450, SAE Paper No 0 1999-01- 0233, pp. 131-137. [44] Helmut Tschöke (2010), Exhaust Gas Emissions and Reduction Potential forconventional Combustion Engines. Traffic and Environment Workshop, Hanoi. [45] Hou Z-X, Abraham (1995), “Three-Dimentionnal Modeling of Soot and NO in a Direct-injection Diesel Engine”, Diesel Engine Combustion Processes, SP-1092, SAE Paper N 0 950608, pp. 53-68. [46] Heywood J.B, Internal Combustion Engine Fundamentals, McGraw–Hill, New York, 1988. [47] Hwang J.W, Kal H.J, Kim M.H, Park J.K, Liu Shenghua, Martychenko A.A, Chae J.O (1999), “Effect of Fuel lnjection Rate on Pollutant Emissions in DI Diesel Engine”, Techonology for Diesel Fuel Injection and Spray, SP- 1415,SAE Paper N 0 1999-01-0195, pp, 51-58. [48] James E. Parks II, H. Douglas Ferguson III, John M. E. Storey (2005), NOx Reduction With Natural Gas For Lean Large- Bore Engine Applications 130 Using Lean NOx Trap Affertreatment. Oak Ridge National Laboratory, U.S. Department of Energy. [49] Japan International Cooperation Agency (JICA), The Comprehensive Urban Development Programme in Hanoi Capital City of the Socialist Republic of Vietnam (HAIDEP), Final report. 2007 [50] John B. Heywood (1989), Internal Combustion Engine Fundamentals. Massachusetts Institute of Technologi. [51] Karim GA, Khan M.O (1971), “An Examination of Some of the Errors Normally Associated with the Calculation of Apparent Rates of Combustion Heat Release in Engines”, SAE Transaction, Vol.80, SAE Paper N0710135. [52] Katey E. Lenox, et.al, Experimental Investigation on Attenuation of Emission with Optimized LPG Jet Induction in a Dual Fuel Diesel Engine and Prediction by ANN Model, Department of Mechanical Engineering, KS Rangasamy College of Technology, Tiruchengode, Tamilnadu, India. [53] M. Eng. Nataporn Chindaprasert, Thermodynamic based prediction Model for NOx and CO Emissions from a Gasoline Direct Injection Engine, Rostock, 12. August 2007. [54] Magin Lapuerta, Octavio Armas, Juan Jose Hernandez (1999), “Effeet of the Injection Parameters of a Common Rail Injeetion System on Diesel [55] Combustion through Thermosynamic Diagnosis”, Technolegy for Diesel Fuel Injection and Spray, SP-1415, SAE Paper N 0 1999-01-0194, pp, 43-50. [56] National Workshop on Clean Fuels and Vehicles (2009), The state of urban air environment in Vietnam, Vietnam Clean Air Parnership. [57] M. P. Poonia, A. Ramesh (1999), Experimental Investigation of the Factors Affecting the Performance of a LPG -Diesel Dual Fuel Engine, Indian Institute of Technology Madras, Chennai. [58] P. Belardini; C. Bertoli; C. Beatrice; A- D'anna (1996), Application of a reduced kinetic model for soot formation, Twently-sixth Symposium Intemational on Combustion, pp 2517-2524. [59] Pierpont D.A, Reitz R.D (1995), “Effects of lnjection Pressure and Nozzle Geomatry on D.l Diesel Emissions and Performanace”, Diesel Engine Combustion Processes, SP-1092, SAE Paper N 0 950604, pp. 15-24. [60] Pattas K, Häfner G (1973), Stickoxidbildung bei der ottomotorischen 131 erbrennung, MTZ Nr. 12, 397-404. [61] Purvin & Gertz, Fifthteenth Annual Conference, The Petrochemical Feedstock Association of the Americas, (PFAA) - (Sản lượng LPG) [62] R.G. Papagiannakis, P.N. Kotsiopoulos, T.C. Zannis b, E.A . Yfantis b, D.T. Hountalas c, C.D. Rakopoulos, (2009), Theoretical study of the effec ts of engine parameters on perfor manceand emissions of a pilot ignited natural gas diesel engine, Els evier Ltd. Al l rights reserved. [63] Raffaello Ardanese, Control of NOx and PM Emissions from SCR- equipped 2010 Compliant Heavy Duty Diesel Engine over Different Engine- Out Calibrations. PhD. Thesis, Department of Mechanical and Aerospace Engineering, Morgantown, West Virginia, 2008. [64] Rakopoulos C.D, Hountalas D.T, Agaliotis .N(1999), “Application lf a Multi- Zone Combustion Model for the Prediction of Large Scale Marine Diesel Engines Performance and Pollutants Emissions”, Diesel Engine Modeling, SP-1450,SAE Papre N 0 1999-01-0227, pp.43-56. [65] R. G. Papagiannakis, et al, Experimental and Theoretical Analysis of the Combustion and Pollutants Formation Mechanisms in Dual Fuel DI Diesel Engines, SAE 2005-01-1726. [66] Stefano d’Ambrosio, Roberto Finesso, Ezio Spessa, Calculation of mass emissions, oxygen mass fraction and thermal capacity of the inducted charge in SI and diesel engines from exhaust and intake gas analysis, IC Engines Advanced Laboratory, Politecnico di Torino, c.so Duca degli Abruzzi, 24, 10129 Torino, Italy. [67] T.A. Rao, A.V.S. Raju, K. Govinda Rajulu and C.V. Mohan Rao, (2010), Performance evaluation of a dual fuel engine (Diesel + LPG), University College of Engg. Kothagudem, Dist.Khammam-507101(A.P.) India [68] Tran Thi Thu Huong, Nguyen Duc Khanh, Pham Hoang Luong, Le Anh Tuan (2012), Prediction of combustion and emission characteristics in a single cylinder common-rail diesel engine enriched by syngas, Hanoi University of Science & Technology. [69] Thomas Renald C.J, Somasundaram P, Experimental Investigation on Attenuation of Emission with Optimized LPG Jet Induction in a Dual Fuel Diesel Engine and Prediction by ANN Model (2012), Department of 132 Aeronautical Engineering, Sri Ramakrishna Engineering College, Coimbatore, Tamilnadu, India. [70] T.R. Barknecht (1994), Toxicology of soot, Progress in Eticrgy and Combustion Science. An International Review journal Vol-9. [71] Thierry Seguelong, Nicolas Weinstein (2004) Review of SCR Technologies for Diesel Emission control, European Experience and Worldwide Perspectives, Aaqius & Aaqius. [72] V. Pirouzpanah and B. O. Kashani (1999), Prediction of Major Pollutants Emission in Direct-Injeection Duaal-Fuel Diessel and Natural-Gas Engines, Department of Mechanical Engineering, University of Tabriz, IRAN. [73] YiliangHuang, Zhiming Wang, Junying Zhang, Yuanyi Zhang (1995), “Astudy of Small Bore Diesel Engine with Shallow W-Type Combustion System-Combustion Rate and NOX Emission”, Diesel Engine Combustion Processes, SP-1092, SAE Paper N 0 950852, pp. 207-212. [74] Z.H. Zhang, C.S. Cheung, T.L. Chan, C.D. Yao (2010), Experimen tal investigation of regulated and unregulated emissions from a diesel engine fueled with Euro V diesel fuel and fumigation methanol, State Key Laboratory of Engines, Tianjin University, Tianjin 300 072, PR China. [75] [76] Notox: [77] [78] [79] 133 PHỤ LỤC I Các Nhà khoa học tại Trung tâm thử nghiệm khí thải PTGT cơ giới đường bộ Phòng thử động cơ ETC01, Trung tâm thử nghiệm khí thải (NETC) p1 I Thiết lập các thông số cho chương trình thử nghiệm tại phòng điều khiển Vị trí lắp mặt bích và vòi phun LPG trên động cơ thí nghiệm p2 I Điều chỉnh lưu lượng LPG phun vào động cơ trong quá trình thử nghiệm Lắp đặt động cơ lên bệ thử p3 I p4 Các Nhà khoa học theo dõi quá trình thử nghiệm Các Nhà khoa học tham gia quá trình thử nghiệm tại phòng thử động cơ ETC01, Trung tâm thử nghiệm khí thải (NETC) I Động cơ FAWDE- 4DX23 Bình chứa LPG Hệ thống khí hiệu chuẩn Bộ hóa hơi giảm áp D-BES 200 Bố trí bộ hóa hơi giảm áp và lưu lượng kế đo LPG (LZB 15) Tủ phân tích khí p5 I Sơ đồ nguyên lý thiết bị làm mát nước AVL553 Sơ đồ nguyên lý của thiết bị làm mát dầu bôi trơn AVL 554 Bộ điều khiển tay ga THA 100 Buồng cân Thiết bị đo lượng nhiên liệu tiêu thụ Thiết bị duy trì nhiệt độ của nhiên liệu p3 p3 6