Luận án Tiến sĩ Kỹ thuật cơ khí động lực: Nghiên cứu chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI ------------------------

NGUYỄN THÀNH BẮC

NGHIÊN CỨU CHUYỂN ĐỔI ĐỘNG CƠ DIESEL

THÀNH ĐỘNG CƠ LƯỠNG NHIÊN LIỆU

DIESEL-ETHANOL

LUẬN ÁN TIẾN SĨ KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

HÀ NỘI - 2017

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI ------------------------

NGUYỄN THÀNH BẮC

NGHIÊN CỨU CHUYỂN ĐỔI ĐỘNG CƠ DIESEL

THÀNH ĐỘNG CƠ LƯỠNG NHIÊN LIỆU

DIESEL-ETHANOL

Chuyên ngành: Kỹ thuật Cơ khí Động lực

Mã số: 62520116

LUẬN ÁN TIẾN SĨ KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

NGƯỜI HƯỚNG DẪN KHOA HỌC:

1. GS. TS PHẠM MINH TUẤN

2. TS TRẦN ANH TRUNG

HÀ NỘI - 2017

LỜI CAM ĐOAN

Tôi, Nguyễn Thành Bắc, xin cam đoan đây là đề tài nghiên cứu của riêng tôi dưới sự

hướng dẫn của GS.TS Phạm Minh Tuấn và TS Trần Anh Trung. Các số liệu kết quả nêu trong luận án là trung thực và chưa từng được ai công bố trong các công trình nào khác!

Hà Nội, tháng …. năm 2017 TẬP THỂ HƯỚNG DẪN

Nghiên cứu sinh Người hướng dẫn 1 Người hướng dẫn 2

i

GS.TS Phạm Minh Tuấn TS Trần Anh Trung Nguyễn Thành Bắc

LỜI CẢM ƠN

Tôi xin chân thành cảm ơn Trường Đại học Bách khoa Hà Nội, Viện Đào tạo Sau đại

học, Viện Cơ khí Động lực và Bộ môn Động cơ đốt trong đã cho phép tôi thực hiện đề tài nghiên cứu này tại Trường Đại học Bách khoa Hà Nội. Xin cảm ơn Viện Đào tạo Sau đại

học và Viện Cơ khí Động lực về sự hỗ trợ và giúp đỡ trong suốt quá trình tôi thực hiện luận án.

Tôi xin chân thành cảm ơn GS.TS Phạm Minh Tuấn và TS Trần Anh Trung đã hướng

dẫn tôi hết sức tận tình và chu đáo để tôi có thể thực hiện và hoàn thành luận án.

Tôi xin chân thành biết ơn thầy, cô trong Bộ môn và Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong - Trường Đại học Bách khoa Hà Nội luôn giúp đỡ và dành cho tôi những điều kiện hết

sức thuận lợi để hoàn thành luận án này.

Tôi xin chân thành biết ơn Bộ môn và Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong - Trường

Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải luôn giúp đỡ và dành cho tôi những điều kiện hết sức thuận lợi để thực hiện thực nghiệm trên băng thử động cơ.

Tôi xin cảm ơn Ban Giám hiệu trường Đại học Công nghiệp Hà Nội, Ban chủ nhiệm

Khoa Công nghệ Ôtô và các thầy trong Khoa đã hậu thuẫn và động viên tôi trong suốt quá trình nghiên cứu học tập.

Tôi xin bày tỏ lòng biết ơn sâu sắc đến các thầy, cô phản biện, các thầy, cô trong hội

đồng đã đồng ý đọc duyệt và góp các ý kiến quý báu để tôi có thể hoàn chỉnh luận án này.

Cuối cùng tôi xin gửi lời cảm ơn chân thành tới gia đình và bạn bè, những người đã động viên khuyến khích tôi trong suốt thời gian tôi tham gia nghiên cứu và thực hiện nghiên

cứu này.

Hà Nội, ngày ….. tháng …. năm 2017

Nghiên cứu sinh

ii

Nguyễn Thành Bắc

MỤC LỤC

LỜI CAM ĐOAN ................................................................................................................... i

LỜI CẢM ƠN ........................................................................................................................ ii

MỤC LỤC ........................................................................................................................ iii

DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT ........................................................... vi

DANH MỤC CÁC BẢNG BIỂU ........................................................................................ vii

DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ VÀ ĐỒ THỊ ....................................................................... viii

MỞ ĐẦU ......................................................................................................................... 1

i. Mục đích và nội dung nghiên cứu của đề tài ............................................................ 2

ii. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đề tài ............................................................ 2

iii. Phương pháp nghiên cứu của đề tài ......................................................................... 2

iv. Ý nghĩa khoa học của đề tài ....................................................................................... 3

v. Ý nghĩa thực tiễn của đề tài ........................................................................................ 3

vi. Điểm mới của luận án ................................................................................................. 3

vii. Bố cục chính của luận án ........................................................................................... 3

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU .................................................. 5

1.1.Vấn đề thiếu hụt năng lượng và ô nhiễm môi trường .............................................. 5

1.2.1.1. 1.2.1.2.

1.2.Nhiên liệu thay thế ...................................................................................................... 5 1.2.1. Nhiên liệu thay thế dạng khí ............................................................................................... 6 Khí thiên nhiên nén (CNG-Compressed Natural Gas) ............................................... 6 Hyđrô và khí giàu hyđrô.............................................................................................. 6 1.2.2. Nhiên liệu thay thế dạng lỏng ............................................................................................. 7 Khí dầu mỏ hóa lỏng (LPG - Liquefied Petroleum Gas) ............................................. 7 Than hóa lỏng (CTL-Coal To Liquid) và khí hóa lỏng (GTL -Gas To Liquid) ............. 7 Dimethyl Ether (DME) ................................................................................................. 7 Biodiesel ..................................................................................................................... 7 Ethanol ....................................................................................................................... 8

1.2.2.1. 1.2.2.2. 1.2.2.3. 1.2.2.4. 1.2.2.5.

1.3.1.1. 1.3.1.2.

1.3.Đặc điểm nhiên liệu ethanol ....................................................................................... 8 1.3.1. Các tính chất vật lý và hóa học của ethanol ...................................................................... 8 Tính chất vật lý của ethanol ....................................................................................... 8 Tính chất hóa học của ethanol ................................................................................... 9 1.3.2. Tình hình sản xuất ethanol trên thế giới và Việt Nam ........................................................ 9 Tình hình sản xuất và sử dụng ethanol trên thế giới ................................................. 9 Tình hình sản xuất và sử dụng ethanol tại Việt Nam ............................................... 10

1.3.2.1. 1.3.2.2.

1.4.1.1. 1.4.1.2.

1.4.Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ đốt trong ...........................................11 1.4.1. Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ xăng ............................................................ 11 Tình hình nghiên cứu trong nước ............................................................................ 11 Tình hình nghiên cứu ở nước ngoài ........................................................................ 12 1.4.2. Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ diesel .......................................................... 13 Tình hình nghiên cứu trong nước ............................................................................ 13 1.4.2.1. 1.4.2.2. Tình hình nghiên cứu ở nước ngoài ........................................................................ 14 a) Sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn ....................................................................... 14 b) Ethanol phun trực tiếp ............................................................................................................ 15 c) Ethanol phun trên đường ống nạp .......................................................................................... 15

1.5.Phương pháp xây dựng mô hình động cơ ...............................................................17

iii

1.6.Phương pháp xây dựng mô hình bộ điều khiển ......................................................19

1.7.Nội dung nghiên cứu .................................................................................................22

1.8.Kết luận chương 1 .....................................................................................................23

CHƯƠNG 2 CƠ SỞ LÝ THUYẾT XÂY DỰNG MÔ HÌNH ĐỘNG CƠ SỬ DỤNG LƯỠNG NHIÊN LIỆU DIESEL-ETHANOL LÀM VIỆC THEO THỜI GIAN THỰC ... 25

2.1.Đặt vấn đề ...................................................................................................................25

2.2.Mô hình trao đổi khí ...................................................................................................26

2.3.Mô hình hệ thống cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. ................................27

2.4.Mô hình động lực học ................................................................................................29

2.5.Mô hình ma sát ...........................................................................................................30

2.6.Mô hình truyền nhiệt ..................................................................................................33

2.7.Mô hình cháy ..............................................................................................................33 2.7.1. Cơ sở lựa chọn mô hình cháy .......................................................................................... 33 2.7.2. Mô hình cháy .................................................................................................................... 35

2.8.Tính toán áp suất xy lanh ..........................................................................................39

2.9.Tính toán mô men và công suất động cơ .................................................................40

2.10.Xác định hệ số dư lượng không khí và tỷ lệ ethanol thay thế ..............................41

2.11.Kết luận chương 2 ...................................................................................................42

CHƯƠNG 3 ĐỘNG CƠ LƯỠNG NHIÊN LIỆU DIESEL-ETHANOL VÀ MÔ HÌNH MÔ ....................................................................................................................... 43 PHỎNG

3.1.Đặt vấn đề ...................................................................................................................43

3.2.Đối tượng nghiên cứu ...............................................................................................43

3.3.Thiết kế hệ thống cung cấp nhiên liệu .....................................................................44

3.4.Trang thiết bị nghiên cứu ..........................................................................................46 3.4.1. Băng thử tính năng động lực cao (AVL APA 100) ........................................................... 47 3.4.2. Thiết bị cung cấp, đo tiêu hao nhiên liệu diesel kiểu khối lượng AVL 733S và điều khiển

nhiệt độ nhiên liệu diesel AVL 753 ........................................................................................... 47 3.4.3. Thiết bị cung cấp và điều khiển nhiệt độ dung dịch làm mát động cơ AVL 553 .............. 48 3.4.4. Thiết bị phân tích khí xả AVL CEB-II ................................................................................ 49 3.4.5. Bộ điều khiển vòi phun ethanol ........................................................................................ 49 3.4.6. Cảm biến áp suất xy lanh AVL QC33C ............................................................................ 51 3.4.7. Thiết bị đo áp suất xy lanh AVL 620 Indiset ..................................................................... 52 3.4.8. Cảm biến kích nổ.............................................................................................................. 52 3.4.9. Cảm biến lambda LSU 4.9 ............................................................................................... 53

3.5.Qui trình và chế độ thực nghiệm động cơ ...............................................................53

3.6.Xác định các thông số đầu vào cơ bản của mô hình động cơ ...............................56 3.6.1. Quy luật phối khí ............................................................................................................... 56 3.6.2. Lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải .............................................................................. 57 3.6.3. Áp suất xy lanh ................................................................................................................. 58 3.6.4. Đặc tính bơm cao áp và vòi phun ethanol........................................................................ 59

3.7.Phân tích số liệu thực nghiệm và xây dựng mô hình động cơ ...............................61 3.7.1. Xác định hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp ..................................................... 62 3.7.2. Xác định tốc độ tỏa nhiệt .................................................................................................. 62 3.7.3. Xác định thời điểm bắt đầu cháy, khoảng thời gian cháy và phần nhiên liệu đã cháy .... 64 3.7.4. Mô hình hóa hệ thống nhiên liệu ...................................................................................... 68 3.7.5. Xây dựng mô hình động cơ .............................................................................................. 69

iv

3.8.Đánh giá độ tin cậy của mô hình ở chế độ ổn định .................................................70 3.8.1. Đánh giá lưu lượng không khí nạp ................................................................................... 71 3.8.2. Đánh giá áp suất xy lanh .................................................................................................. 71 3.8.3. Đánh giá mô men và công suất động cơ ......................................................................... 75 3.8.4. Đánh giá tốc độ động cơ ở chế độ ổn định và chuyển tiếp.............................................. 78

3.9.Bộ điều khiển động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và mô hình mô phỏng ...81

3.9.1. Sơ đồ tổng quan bộ điều khiển ..........................................................................81

3.9.2. Thuật toán điều khiển .........................................................................................81 3.9.2.1. Mô men yêu cầu ........................................................................................................... 82 3.9.2.2. Lượng phun diesel và ethanol chế độ ổn định ............................................................. 83 3.9.2.3. Điều khiển giới hạn hệ số  chế độ chuyển tiếp .......................................................... 85 Xác định vị trí tay ga và thời gian phun ethanol ........................................................... 86 3.9.2.4.

3.9.3. Đánh giá mô hình điều khiển trên mô hình động cơ ........................................86 3.9.3.1. Đánh giá mô hình điều khiển trên mô hình động cơ ở chế độ ổn định ................ 86 3.9.3.2. Đánh giá bộ điều khiển trên mô hình động cơ ở chế độ chuyển tiếp .................. 87

3.10.Kết luận chương 3 ...................................................................................................89

CHƯƠNG 4 NGHIÊN CỨU THỰC NGHIỆM .................................................................. 90

4.1.Đặt vấn đề và mục tiêu thực nghiệm ........................................................................90

4.2.Phạm vi nghiên cứu thực nghiệm.............................................................................90

4.3.Điều kiện nghiên cứu thực nghiệm ..........................................................................90

4.4.Phương pháp thực nghiệm .......................................................................................90

4.5.Kết quả thực nghiệm ở chế độ ổn định ....................................................................91 4.5.1. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến nhiệt tỏa ra .................................................... 91 4.5.2. Mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế và tốc độ động cơ ............................................. 92 4.5.3. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến suất tiêu hao năng lượng .............................. 92 4.5.4. Xác định tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất ........................................................................... 94 4.5.5. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến hệ số dư lượng không khí  ......................... 95 4.5.6. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến tiêu hao nhiên liệu ......................................... 97 4.5.7. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến phát thải của động cơ ................................. 100 Phát thải HC ........................................................................................................... 100 Phát thải CO ........................................................................................................... 101 Phát thải NOx .......................................................................................................... 103 Phát thải CO2 .......................................................................................................... 104 Phát thải smoke ...................................................................................................... 105

4.5.7.1. 4.5.7.2. 4.5.7.3. 4.5.7.4. 4.5.7.5.

4.6.Kết quả thực nghiệm ở chế độ chuyển tiếp ........................................................... 106 4.6.1. Tốc độ động cơ .............................................................................................................. 106 4.6.2. Mô men động cơ ............................................................................................................ 107 4.6.3. Công suất động cơ ......................................................................................................... 108 4.6.4. Suất tiêu hao năng lượng ............................................................................................... 108 4.6.5. Hệ số dư lượng không khí  .......................................................................................... 109 4.6.6. Phát thải động cơ ........................................................................................................... 110 Phát thải HC ........................................................................................................... 110 Phát thải CO ........................................................................................................... 110 Phát thải NOx .......................................................................................................... 111 Phát thải CO2 .......................................................................................................... 111

4.6.6.1. 4.6.6.2. 4.6.6.3. 4.6.6.4.

4.7.Kết luận chương 4 ................................................................................................... 112

KẾT LUẬN CHUNG VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN ......................................................... 114

TÀI LIỆU THAM KHẢO ................................................................................................. 115

v

DANH MỤC CÁC CÔNG TRÌNH ĐÃ CÔNG BỐ ......................................................... 121

DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT

Ký hiệu Diễn giải Đơn vị

Tỷ lệ không khí trên nhiên liệu Tỷ lệ không khí nhiên liệu diesel A/F A/Fdie

Tỷ lệ không khí nhiên liệu ethanol A/Feth

m2 % N/m2 MJ/kW.h % %

Ahp APP BMEP BSEC CLP E100 ECU ED %

FMEP N.m

IMEP J/m3

vi

Matlab Simulink Diện tích đỉnh piston Độ mở bàn đạp chân ga (accelerator pedal position) Áp suất có ích trung bình của động cơ Suất tiêu hao năng lượng Vị trí tay ga bơm cao áp (control lever position) Cồn 100% Bộ điều khiển điện tử (Electronic Control Unit) Tỷ lệ ethanol thay thế Tổn thất áp suất trung bình do ma sát (Friction mean effective pressure) Áp suất chỉ thị trung bình của động cơ Phần mềm mô phỏng, tính toán và điều khiển đa ngành do hãng MathWorks của Mỹ sản xuất

DANH MỤC CÁC BẢNG BIỂU

Bảng 1.1.Tính chất của ethanol [7, 59, 105] ......................................................................... 8

Bảng 2.1.Tham số mô hình mi ............................................................................................. 38

Bảng 3.1.Các thông số kỹ thuật của nhiên liệu diesel và ethanol [30, 73, 105] .................. 43

Bảng 3.2.Những thông số cơ bản của động cơ D4BB [52] ................................................. 43

Bảng 3.3.Thông số thiết bị đo tiêu hao nhiên liệu AVL733S và AVL 753 [108] ............... 48

Bảng 3.4.Thông số cơ bản của thiết bị AVL 553 ................................................................ 48

Bảng 3.5.Thông số cơ bản của cảm biến áp suất QC33C [106, 109] .................................. 51

Bảng 3.6.Bảng thông số cơ bản của thiết bị AVL 620 Indiset ............................................ 52

Bảng 3.7.Thông số cơ bản của cảm biến kích nổ ................................................................ 52

Bảng 3.8.Thông số cơ bản của cảm biến LSU 4.9 [31] ....................................................... 53

Bảng 3.9.Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 50% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph ....................................................................... 67

Bảng 3.10.Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 75% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph ....................................................................... 68

Bảng 3.11.Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 100% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph ..................................................................... 68

Bảng 3.12.Phần nhiên liệu đã cháy cho từng giai đoạn cháy .............................................. 68

Bảng 3.13.Lượng phun diesel theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ ............................. 84

vii

Bảng 3.14.Lượng phun ethanol theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ .......................... 84

DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ VÀ ĐỒ THỊ

Hình 1.1.Biểu đồ sản lượng ethanol trên thế giới từ 2007 đến 2015 [96, 97] ..................... 10

Hình 1.2.Sơ đồ bố trí của hệ thống phun ethanol [61] ........................................................ 15

Hình 1.3.Mô hình làm việc theo thời gian thực ................................................................... 18

Hình 1.4.Sơ đồ tổng quan về thiết kế mô hình điều khiển dựa trên mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol ........................................................................................... 20

Hình 1.5.Bơm cao áp phân phối .......................................................................................... 21

Hình 1.6.Đặc tính của quả ga theo tốc độ động cơ và vị trí tay ga ...................................... 21

Hình 1.7.Sơ đồ nội dung nghiên cứu ................................................................................... 23

Hình 2.1.Sơ đồ động cơ diesel truyền thống kết hợp thêm hệ thống cung cấp nhiên liệu ....................................................................................................................... 25 ethanol

Hình 2.2.Đặc tính bơm cao áp của động cơ diesel [63] ...................................................... 28

Hình 2.3.Mô hình bơm cao áp [63] ..................................................................................... 28

Hình 2.4.Sơ đồ các loại mô hình cháy ................................................................................. 34

Hình 2.5.Sơ đồ các loại mô hình cháy không chiều ............................................................ 34

Hình 2.6.Hai hướng kết hợp áp dụng mô hình cháy không chiều một vùng ....................... 35

Hình 2.7.Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-syngas tại chế độ tải 40% với tỷ lệ syngas thay thế bằng 60,8% [34] ............................................. 36

Hình 2.8.Tốc độ tỏa nhiệt trên mô hình của lưỡng nhiên liệu diesel-syngas sử dụng ba hàm ....................................................................................................................... 36 Wiebe [34]

Hình 2.9.Tốc độ tỏa nhiệt trong hai trường hợp lựa chọn tham số mô hình mi=1,4 và mi=0,65 ....................................................................................................................... 38 [90]

Hình 2.10.Nhiệt tỏa ra trong hai trường hợp lựa chọn tham số mô hình mi=1,4 và mi=0,65 ....................................................................................................................... 38 [90]

Hệ thống phun ethanol, hệ thống điều khiển phun và vị trí lắp vòi phun............. 44

Hình ảnh lắp đặt vòi phun ethanol trên đường ống nạp của động cơ ................... 45

Hình ảnh lắp đặt động cơ điều khiển ga và cảm biến vị trí tay ga........................ 45

Sơ đồ bố trí thiết bị thực nghiệm .......................................................................... 46

Động cơ diesel D4BB lắp trên băng thử dùng Phanh điện AVL APA 100.......... 47

Hệ thống làm mát nước AVL 553 ........................................................................ 49

Tủ AVL CEB-II .................................................................................................... 49

ECM MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C [110] ................................................. 50

Hình ảnh tổng quan kết nối bộ điều khiển MotoHawk với công cụ Mototune .... 51

Cảm biến QC33C ............................................................................................... 52

Thiết bị AVL 620 Indiset.................................................................................... 52

viii

Hình ảnh bố trí lắp đặt cảm biến kích nổ trên động cơ D4BB ........................... 53

Cảm biến LSU 4.9 .............................................................................................. 53

..................................................................... 55

Quy luật thay đổi độ mở bàn đạp ga ................................................................... 56

Quy luật phối khí của xupáp nạp ........................................................................ 57

Quy luật phối khí của xupáp thải ........................................................................ 57

Sơ đồ thiết bị đo lưu lượng và tổn thất dòng khí ................................................ 58

Lưu lượng khí qua xupáp theo độ nâng xupáp ................................................... 58

Áp suất xy lanh tại các chế độ tải khác nhau với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau khi cố định tốc độ động cơ 2000 vg/ph ...................................................................... 59

Lượng phun nhiên liệu diesel tại các vị trí tay ga bơm theo tốc độ bơm ........... 60

Sơ đồ thực nghiệm xác định đặc tính vòi phun ethanol ..................................... 61

Lượng phun ethanol theo thời gian phun ............................................................ 61

Hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp theo độ nâng xupáp....................... 62

Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi tăng dần tỷ lệ ethanol thay thế ............................................................... 64

Sơ đồ thuật toán tối ưu xác định các tham số SOCi , i và xfi .......................... 65

Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 50% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph ....................................................................... 66

Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 75% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph ....................................................................... 67

Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 100% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph ..................................................................... 67

Sơ đồ tối ưu xác định các thông số a, b, c của hàm đáp ứng bậc hai trong mô hình bơm cao áp. ....................................................................................................................... 69

Mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol .............................................. 70

So sánh lưu lượng không khí nạp tại chế độ tải 100% với tốc độ động cơ thay đổi từ 1000  3500 vg/ph ........................................................................................................... 71

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản ......................................................................................................... 73

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại chế độ tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) và 50% tải............................... 74

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại chế độ tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) và 75% tải............................... 74

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại chế độ tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) và 100% tải............................. 75

Đặc tính ngoài của động cơ giữa mô hình và thực nghiệm theo tốc độ động cơ 75

ix

100% Mô men động cơ của mô hình và thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75% và ....................................................................................................................... 76

100% Công suất động cơ của mô hình và thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75% và ....................................................................................................................... 76

Sai số đặc tính mô men, công suất động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc giữa mô hình và thực nghiêm ............................................................................................................ 77

Sai số đặc tính mô men, công suất động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol giữa mô hình và thực nghiệm tại các chế độ tải 50 %, 75% và 100% ................................ 78

Biến thiên tốc độ và mô men động cơ theo góc quay trục khuỷu ...................... 79

Biến thiên tốc độ và mô men động cơ khi thay đổi độ mở ga. ........................... 80

Tốc độ động cơ giữa mô hình và thực nghiệm ở chế độ chuyển tiếp ................. 80

Sơ đồ tổng quan mô hình điều khiển .................................................................. 81

Sơ đồ thuật toán điều khiển ................................................................................ 82

Mô men yêu cầu ................................................................................................. 83

Lượng phun diesel yêu cầu theo mô men và tốc độ động cơ ............................. 84

Lượng phun ethanol yêu cầu theo mô men và tốc độ động cơ ........................... 84

Map ngược bơm cao áp ...................................................................................... 86

Mô men động cơ và hệ số  tại chế độ tải 100% với tốc độ động cơ thay đổi trong trường hợp có phun ethanol ................................................................................................. 87

tiếp Tốc độ động cơ, mô men động cơ, tiêu hao nhiên liệu và hệ số  ở chế độ chuyển ....................................................................................................................... 88

Hình 4.1.Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu tại 50% tải khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế...................................................................................................... 91

Hình 4.2.Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu tại 75% tải khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế...................................................................................................... 91

Hình 4.3.Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu tại 100% tải khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế...................................................................................................... 92

Hình 4.4.Mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế và tốc độ động cơ tại các chế độ tải khác ....................................................................................................................... 92 nhau

Hình 4.5.Suất tiêu hao năng lượng tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% khi thay đổi tốc độ động cơ trong hai trường hợp không phun và có phun ethnaol ........................................... 93

Hình 4.6.Suất tiêu hao năng lượng tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 ....................................................................................................................... 94 vg/ph

Hình 4.7.Diễn biến áp suất xy lanh ..................................................................................... 94

Hình 4.8.Tín hiệu dao động thân máy ................................................................................. 95

Hình 4.9.Phổ của tín hiệu dao động thân máy ..................................................................... 95

Hình 4.10.Hệ số dư lượng không khí  tại các tải 50%, 75%, 100%, tốc độ động cơ được giữ ổn định bằng 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế............................................... 96

Hình 4.11.Hệ số dư lượng không khí  theo tốc độ tại các chế độ tải khác nhau ............... 96

x

Hình 4.12.Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế ................................................................... 98

Hình 4.13.Lượng diesel tiêu thụ tương đương theo tốc độ động cơ .................................... 98

Hình 4.14.Phát thải HC tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethnaol thay thế ............................................................................................ 100

Hình 4.15.Phát thải HC tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ ........... 101

Hình 4.16.Phát thải CO tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethnaol thay thế ............................................................................................ 102

Hình 4.17.Phát thải CO tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ ........... 102

Hình 4.18.Phát thải NOx tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethnaol thay thế...................................................................................... 103

Hình 4.19.Phát thải NOx tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ .......... 104

Hình 4.20.Phát thải CO2 tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ .......... 104

Hình 4.21.Phát thải smoke tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethnaol thay thế...................................................................................... 105

Hình 4.22.Phát thải smoke tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ....... 105

Hình 4.23.Quy luật thay đổi độ mở chân ga yêu cầu theo thời gian ................................. 106

Hình 4.24.Tốc độ động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ..................................................................................................................... 107 ethanol

Hình 4.25.Mô men động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hơp có phun và không phun ethanol ..................................................................................................................... 107

Hình 4.26.Công suất động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol ..................................................................................................................... 108

Hình 4.27.Suất tiêu hao năng lượng ở chế độ chuyển trong hai trường hợp không phun và có phun ethanol ..................................................................................................................... 109

Hình 4.28.Hệ số dư lượng không khí  ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol ....................................................................................................... 109

Hình 4.29.Phát thải HC ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ..................................................................................................................... 110 ethanol

Hình 4.30.Phát thải CO ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ..................................................................................................................... 110 ethanol

Hình 4.31.Phát thải NOx ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ..................................................................................................................... 111 ethanol

xi

Hình 4.32.Phát thải CO2 ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ..................................................................................................................... 111 ethanol

MỞ ĐẦU

Với yêu cầu sạch hơn, rẻ hơn và thay thế được đã mở ra rất nhiều hướng nghiên cứu

mới trong nhiên liệu ôtô nhằm làm giảm sự phụ thuộc vào nhiên liệu hóa thạch cũng như giảm tác động tới môi trường đặc biệt là khí gây hiệu ứng nhà kính. Vấn đề này không chỉ

các nhà khoa học mà các nhà sản xuất ôtô cũng rất quan tâm khi giá của nhiên liệu hóa thạch ngày càng tăng đồng thời tổng lượng nhiên liệu hóa thạch trên thế giới đang sụt giảm. Cho

đến nay một số nhiên liệu tiềm năng và có khả năng thay thế nhiên liệu ôtô đã tìm ra như biogas, dầu thực vật, cồn, khí thiên nhiên nén CNG, khí hóa lỏng LPG và hyđrô.

Cồn etylic thường được gọi ethanol là nhiên liệu sinh học có ưu điểm cháy sạch. Ethanol có thể được sản xuất từ vụn gỗ, rơm rạ, cây lương thực biến đổi gen... điều này giúp cho giảm chu kỳ tái sinh của CO2, là một hướng mà nhiều nước đang hết sức quan tâm. Do đó việc ứng dụng ethanol làm nhiên liệu thay thế sẽ làm giảm ô nhiễm khí thải, tăng cường

kinh tế nông nghiệp, tạo nhiều cơ hội việc làm và giảm sự phụ thuộc vào nhiên liệu hóa thạch. Vì vậy, trong những năm gần đây đã có nhiều nghiên cứu sử dụng ethanol với tỷ lệ khác nhau và công nghệ khác nhau cho động cơ đốt trong, nhưng chủ yếu cho động cơ đánh

lửa cưỡng bức, chưa quan tâm nhiều cho động cơ cháy do nén (động cơ diesel) vì ethanol có tính tự cháy kém. Để nâng cao tỷ lệ ethanol thay thế cho nhiên liệu hóa thạch cần tăng cường

nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ diesel là động cơ chiếm tới 50% tổng số động cơ đốt trong.

Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ diesel, thường chia ra hai hướng ứng dụng là hòa trộn trước và lưỡng nhiên liệu. Biện pháp hòa trộn trước cho thấy tỷ lệ hòa trộn không

cao do độ nhớt nhiên liệu giảm và trị số xêtan giảm, thời gian lưu trữ ngắn đồng thời không có khả năng tối ưu tỷ lệ ethanol/diesel theo các chế độ làm việc của động cơ. Biện pháp

lưỡng nhiên liệu về nguyên tắc cho phép có thể thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế theo từng chế độ làm việc của động cơ, cho phép tối ưu lượng ethanol theo các tiêu chí khác nhau như khí

thải, công suất... và đạt tỷ lệ thay thế cao hơn biện pháp hòa trộn trước. Tuy nhiên các nghiên cứu về sử dụng lưỡng nhiên liệu mới chỉ dừng ở việc đánh giá tình trạng động cơ và chưa

đưa ra một ứng dụng cụ thể. Đó là mới chỉ dừng ở mức độ đánh giá ảnh hưởng lên các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ mà chưa đưa ra quy luật điều khiển lượng cấp cũng như tỷ

lệ thay thế cụ thể ở các chế độ làm việc khác nhau.

Do vậy, tác giả lựa chọn đề tài: “Nghiên cứu chuyển đổi động cơ diesel thành động

cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol”

1

Đề tài này tập trung nghiên cứu điều khiển và cung cấp ethanol cho động cơ diesel khi chuyển đổi sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol nhằm xác định tỷ lệ thay thế ethanol lớn nhất và điều khiển phối hợp giữa lượng cấp ethanol và lượng cấp diesel phù hợp với các chế độ ổn định và chuyển tiếp trong toàn bộ vùng làm việc của động cơ.

i. Mục đích và nội dung nghiên cứu của đề tài

Mục đích nghiên cứu của đề tài:

Chuyển đổi thành công một động cơ diesel ôtô sang chạy lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol đảm bảo giữ nguyên mô men và công suất động cơ. Đồng thời đạt được tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất.

Nhằm mục đích trên tác giả thực hiện các nội dung theo mạch phát triển như sau:

Thiết kế cải tiến và chế tạo hệ thống cung cấp nhiên liệu đảm bảo tỷ lệ thay thế ethanol tối ưu ở mọi chế độ làm việc của động cơ và thay đổi ít nhất về kết cấu động cơ.

Xây dựng mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol đảm bảo tin cậy. Thiết kế và chế tạo hệ thống cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

Thiết kế mô hình điều khiển phối hợp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol phù hợp với các chế độ làm việc khác nhau của động cơ để động cơ sau chuyển đổi đảm bảo giữ được mô men, công suất, giới hạn khói đen như động cơ nguyên bản, đồng thời không xảy ra kích nổ.

Thực nghiệm trên băng thử động cơ nhằm kiểm chứng kết quả mô phỏng và đánh giá ảnh hưởng của tỷ lệ diesel-ethanol đến tính năng kỹ thuật và phát thải của động cơ.

ii. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu của đề tài

Động cơ thực nghiệm được lựa chọn là loại động cơ diesel D4BB bốn xy lanh, bốn kỳ, sử dụng bơm phân phối lắp trên xe tải 1,25 tấn của hãng HYUNDAI.

Phạm vi nghiên cứu của luận án giới hạn trong phòng thí nghiệm với các chế độ ổn định cũng như chuyển tiếp trong toàn bộ vùng làm việc của động cơ. Chưa xét đến ảnh hưởng của góc phun sớm đến tính năng kinh tế, kỹ thuật và phát thải nhằm mục đích thay đổi ít nhất về kết cấu động cơ khi chuyển đổi sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

Về trang thiết bị, luận án sử dụng các băng thử động cơ do hãng AVL Cộng hòa Áo sản xuất đặt tại Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong - Viện Cơ khí Động lực - Trường Đại học Bách khoa Hà Nội và tại Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong - Trường Đại học Công nghệ Giao thông vận tải. Ngoài ra trong quá trình nghiên cứu có sử dụng thiết bị cân bơm cao áp đặt tại Học viện Kỹ thuật Quân sự.

iii. Phương pháp nghiên cứu của đề tài

Luận án sử dụng phương pháp nghiên cứu kết hợp giữa nghiên cứu lý thuyết, mô phỏng và thực nghiệm. Nghiên cứu tổng quan ứng dụng ethanol cho động cơ diesel trong và ngoài nước nhằm làm cơ sở cho việc đưa ra định hướng và nội dung chi tiết của nghiên cứu.

Nghiên cứu lý thuyết xây dựng mô hình động cơ và làm cơ sở để thiết kế các hàm điều khiển cho động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu theo các chế độ làm việc của động cơ.

Nghiên cứu mô phỏng làm cơ sở để thiết kế hệ thống chuyển đổi động cơ sử dụng đơn nhiên liệu sang sử dụng lưỡng nhiên liệu.

Sử dụng phương pháp tối ưu để xác định các tham số của mô hình cháy và bộ điều tốc bơm cao áp.

2

Nghiên cứu thực nghiệm nhằm xây dựng thuật toán điều khiển phối hợp lượng ethanol và diesel cũng như xác định các thông số của quá trình cháy và làm việc của động cơ nhằm phục vụ việc xây dựng mô hình động cơ sau này. Ngoài ra, nghiên cứu thực nghiệm nhằm kiểm chứng các hệ số điều khiển và đánh giá tính năng của động cơ sau chuyển đổi.

iv. Ý nghĩa khoa học của đề tài

Kết quả của đề tài góp phần nâng cao năng lực làm chủ và phát triển các công nghệ chuyển đổi động cơ sử dụng nhiên liệu truyền thống sang sử dụng nhiên liệu sạch.

Luận án đã đưa ra phương pháp xây dựng mô hình cháy của động cơ lưỡng nhiên liệu dựa trên số liệu thực nghiệm, làm tiền đề cho các nghiên cứu tiếp theo về động cơ lưỡng nhiên liệu cũng như về điều khiển động cơ này.

v. Ý nghĩa thực tiễn của đề tài

Ngoài một động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol chuyển đổi từ động cơ diesel sử dụng trên ôtô, sản phẩm của đề tài còn là phương pháp và quy trình công nghệ chuyển đổi động cơ diesel sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol, có thể áp dụng linh hoạt cho các động cơ phổ biến ở Việt Nam nhằm tăng tỷ lệ tiêu thụ nhiên liệu sinh học.

Qua đó góp phần thực hiện Đề án phát triển nhiên liệu sinh học đến năm 2015, tầm nhìn đến năm 2025 đã được chính phủ phê duyệt, theo đó nhiên liệu sinh học sẽ đáp ứng 1% nhu cầu xăng dầu cả nước vào năm 2015 và 5% vào năm 2025 [11].

vi. Điểm mới của luận án

Đề tài đã đưa ra được phương pháp và cơ sở khoa học chuyển đổi động cơ diesel sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol nhằm tăng tỷ lệ tiêu thụ nhiên liệu sinh học ở Việt Nam:

- Đã chuyển đổi thành công một động cơ diesel D4BB sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol thông qua thiết kế cải tiến và chế tạo hệ thống cung cấp nhiên liệu với điều kiện giữ nguyên mô men, tỷ lệ thay thế ethanol tối ưu ở mọi chế độ làm việc của động cơ. Động cơ làm việc bình thường ở mọi chế độ ổn định cũng như chuyển tiếp, giảm phát thải.

- Trên cơ sở phương pháp mô phỏng trực tiếp trên đối tượng:

+ Xây dựng được mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol, từ đó giúp cho việc chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và đạt các mục đích như đã nói ở trên.

+ Xây dựng được mô hình bộ điều khiển phối hợp lượng nhiên liệu diesel và ethanol, tiến hành chạy mô hình để tìm ra bộ dữ liệu phục vụ cho việc chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

+ Xây dựng được mô hình điều khiển động cơ có xét đến ảnh hưởng của bộ điều tốc cho động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol để từ đó nghiên cứu quá trình chuyển tiếp.

vii. Bố cục chính của luận án

Thuyết minh của luận án được trình bày gồm các phần chính sau:

- Mở đầu - Chương 1. Tổng quan về vấn đề nghiên cứu - Chương 2. Cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu

diesel-ethanol làm việc theo thời gian thực

3

- Chương 3. Động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và mô hình mô phỏng

4

- Chương 4. Nghiên cứu thực nghiệm - Kết luận chung và hướng phát triển

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU

1.1. Vấn đề thiếu hụt năng lượng và ô nhiễm môi trường

Ngày nay, do sự phát triển nhanh chóng của ngành công nghiệp ôtô trên thế giới, nên nhu cầu về dầu mỏ tăng lên nhanh chóng. Thế giới đang phải đối mặt với thực tế là nguồn nhiên liệu dầu mỏ đang dần cạn kiệt. Theo dự báo của các nhà khoa học trên thế giới cho biết nguồn cung dầu mỏ có thể đáp ứng nhu cầu của thế giới trong khoảng 40  50 năm nữa nếu không phát hiện thêm các nguồn dầu mỏ mới. Việt Nam là một quốc gia đang phát triển, nhu cầu vận chuyển bằng ôtô ngày càng tăng dẫn tới nhu cầu trong nước về nhiên liệu ngày càng tăng lên.

Theo kết quả điều tra của tập đoàn dầu mỏ BP của Anh quốc, trữ lượng dầu mỏ trên trái đất đã khảo sát được khoảng 150 tỷ tấn. Năm 2003, lượng dầu mỏ trên trái đất tiêu thụ khoảng 3,6 tỷ tấn. Nếu không được phát hiện thêm những nguồn mới thì lượng dầu mỏ trên thế giới chỉ đủ dùng khoảng 40 năm nữa. Theo các chuyên gia kinh tế trên thế giới, trong vòng 15 năm nữa, lượng dầu mỏ cung cấp cho thị trường vẫn luôn thấp hơn nhu cầu, chính vì nhu cầu về xăng dầu và khí đốt không thấy điểm dừng như vậy đã đẩy mạnh giá dầu trên thế giới. Mặt khác, nguồn năng lượng trên thế giới chủ yếu lại tập trung ở các khu vực luôn có tình hình bất ổn như Trung Đông (chiếm 2/3 trữ lượng dầu mỏ trên thế giới), Trung Á, Trung Phi… Mỗi một đợt khủng hoảng giá dầu lại làm lay chuyển các nền kinh tế thế giới, đặc biệt là các nước đang phát triển như Việt Nam [3].

Bên cạnh đó động cơ ôtô sử dụng nhiên liệu có nguồn gốc hóa thạch từ dầu mỏ phát thải ra môi trường các chất độc hại gây ra ô nhiễm môi trường, phá hủy tầng ô zôn, ảnh hưởng đến sức khỏe con người.

Vì vậy việc tìm ra nguồn năng lượng mới có khả năng tái tạo và thân thiện với môi trường là rất quan trọng và thiết thực. Song hành cùng với việc sử dụng nhiên liệu truyền thống trên động cơ ôtô, các nhà khoa học trong và ngoài nước đã và đang nghiên cứu tìm ra và sử dụng các nguồn nhiên liệu thay thế thân thiện với môi trường cho động cơ đốt trong.

1.2. Nhiên liệu thay thế

Theo nguồn gốc nhiên liệu có thể chia thành hai nhóm là nhiên liệu hóa thạch và nhiên liệu sinh học. Nhiên liệu có thể thay thế nhiên liệu truyền thống từ dầu mỏ như xăng và diesel gọi là nhiên liệu thay thế. Hiện nay dầu mỏ chiếm hơn 35% tổng mức tiêu thụ nhiên liệu thương mại chủ yếu của toàn thế giới. Xếp thứ hai là than đá (chiếm khoảng 23%) và khí thiên nhiên đứng thứ 3 (chiếm 21%). Những loại nhiên liệu hóa thạch này là nguồn phát thải khí nhà kính chủ yếu gây nóng lên toàn cầu và làm biến đổi khí hậu.

Các loại nhiên liệu có nguồn gốc sinh học gọi là nhiên liệu sinh học (NLSH) là một dạng nhiên liệu thay thế, chiếm 10% tổng mức tiêu thụ năng lượng chủ yếu trên toàn cầu, NLSH gồm nhiên liệu rắn như gỗ, củi, khí sinh học, nhiên liệu lỏng như ethanol sinh học và các diesel sinh học chế biến từ các loại cây trồng như cây mía đường, các loại cỏ năng lượng hoặc từ gỗ nhiêu liệu, than củi, chất thải nông nghiệp và các sản phẩm phụ, những phế thải rừng, phân vật nuôi và các sản phẩm khác. NLSH có nhiều ưu điểm nổi bật so với các loại nhiên liệu hóa thạch (dầu khí, than đá...):

5

• Tính chất thân thiện với môi trường: sinh ra ít khí gây hiệu ứng nhà kính (một hiệu ứng vật lý khiến Trái Đất nóng lên) và ít khí gây ô nhiễm môi trường hơn các loại nhiên liệu truyền thống.

• Nguồn nhiên liệu tái sinh: các nhiên liệu này chế biến từ hoạt động sản xuất nông nghiệp và có thể tái sinh. Chúng giúp giảm sự lệ thuộc vào nguồn tài nguyên nhiên liệu không tái sinh truyền thống (than đá, dầu mỏ).

NLSH đang là xu thế phát triển tất yếu, nhất là ở các nước nông nghiệp và nhập khẩu nhiên liệu, do có các ưu điểm vượt trội khác: nguyên liệu để sản xuất NLSH rất phong phú, có khả năng sản xuất và cung cấp với số lượng lớn để thay thế khi giá xăng dầu khoáng ngày càng tăng. NLSH không chứa các chất gây độc hại như dầu mỏ, khả năng phân hủy sinh học cao. Sử dụng NLSH thuận tiện đơn giản bên cạnh các dạng nhiên liệu khác, ví dụ có thể sử dụng xăng pha ethanol, mà không cần thay đổi, hoán cải các động cơ và mạng lưới phân phối hiện có.

Công nghệ sản xuất ethanol, dầu mỡ động thực vật và pha chế NLSH không phức tạp như công nghệ lọc hoá dầu với đầu tư thấp hơn nhiều, có thể sản xuất với các quy mô khác nhau. Chính vì vậy, hiện nay, NLSH đang được các quốc gia nói trên định hướng sử dụng rộng rãi.

Tuy nhiên hiện nay NLSH mới chỉ chiếm một phần rất nhỏ trong cán cân năng lượng thế giới do giá thành cao và gây ra những nguy cơ đến vấn đề an ninh lương thực, nhất là đối với những nước đang phát triển. Chính vì thế, các nhà khoa học vẫn không ngừng nghiên cứu nhằm tìm ra giải pháp khắc phục những hạn chế của NLSH.

Như trên đã trình bày, NLSH là một dạng nhiên liệu thay thế bên cạnh các nhiên liệu thay thế khác. Theo trạng thái, nhiên liệu thay thế cho động cơ đốt trong tồn tại ở hai dạng:

- Nhiên liệu thay thế dạng khí; - Nhiên liệu thay thế dạng lỏng.

1.2.1. Nhiên liệu thay thế dạng khí

Dưới đây giới thiệu một số nhiên liệu thay thế dạng khí tương đối phổ biến dùng cho động cơ đốt trong.

1.2.1.1. Khí thiên nhiên nén (CNG-Compressed Natural Gas)

CNG là khí không màu, không mùi, có nhiệt độ ngọn lửa khoảng 1950ºC và nhẹ hơn không khí. Thành phần chủ yếu của CNG gồm các hydrocarbon, trong đó metan có thể chiếm đến 95%, etan chiếm 5% đến 10% cùng một lượng nhỏ propan, butan và các khí khác.

Theo [111] “Đặc điểm cháy của động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu Diesel-CNG (Trong trường hợp sử dụng Acid béo methyl esters phun mồi)” cho thấy, khi tỷ lệ CNG thay thế tới 75% thì hiệu suất nhiệt là tương tự như động cơ sử dụng diesel gốc. Khi tỷ lệ CNG thay thế lớn hơn 75% thì hỗn hợp công tác khó cháy hơn và hiệu suất nhiệt giảm đáng kể, cũng như phát thải HC và NOx tăng lên nhiều.

1.2.1.2. Hyđrô và khí giàu hyđrô

Hyđrô có thể được sản xuất từ nguồn hyđrôcacbon hóa thạch, từ nước và từ sinh khối bằng các phương pháp như reforming hơi nước, oxy hóa không hoàn toàn, nhiệt phân khí thiên nhiên, thu hồi H2 từ quá trình reforming và điện phân nước [1, 7].

6

Hyđrô có thể được sử dụng trực tiếp trên động cơ đốt trong ở dạng hyđrô lỏng (nhiệt độ hóa lỏng là -253oC ở điều kiện khí quyển) hoặc ở dạng nén (áp suất bình chứa lên tới 700 bar). Vấn đề tồn chứa hyđrô một cách hiệu quả, an toàn vẫn đang nhận được sự quan tâm lớn của các nhà nghiên cứu và doanh nghiệp. Hyđrô hiện được cho là nguồn tiềm năng làm pin nhiên liệu để sản sinh điện năng. Mặc dù còn có những vấn đề khó khăn về quá trình tồn trữ và giá thành, nhưng với nhiệt trị lớn (theo khối lượng) và nguồn nguyên liệu được xem như là vô hạn nên hiện tại hyđrô được xem là “nhiên liệu của tương lai” [1].

Khí giàu hyđrô là hỗn hợp của khí hyđrô và một số khí khác như oxy (trong khí HHO), CO (trong khí tổng hợp) cùng một số tạp chất khác. Khí giàu hyđrô thường được sử dụng trên động cơ như là một phụ gia nhiên liệu bằng cách bổ sung khí vào đường nạp nhằm cải thiện quá trình cháy và giảm phát thải ô nhiễm [33].

1.2.2. Nhiên liệu thay thế dạng lỏng

Dưới đây giới thiệu một số nhiên liệu thay thế dạng lỏng tương đối phổ biến dùng cho động cơ đốt trong.

1.2.2.1. Khí dầu mỏ hóa lỏng (LPG - Liquefied Petroleum Gas)

LPG là sản phẩm của quá trình hoá lỏng khí đồng hành thu được trong quá trình chưng cất dầu mỏ bao gồm hai thành phần chính là propan, C3H8 và butan, C4H10 [1, 29]. LPG có thể sử dụng trực tiếp thay thế cho xăng trên động cơ đánh lửa cưỡng bức hoặc cũng có thể sử dụng trên động cơ cháy do nén như là một phụ gia nhiên liệu.

Giá trị áp suất hóa lỏng LPG phụ thuộc vào thành phần của hỗn hợp: khoảng 2,2 bar đối với C4H10 tại 20oC, và khoảng 22 bar đối với C3H8 tại 55oC [1, 19]. Thông thường LPG được chứa trong bình ở áp suất khoảng 8 bar với tỷ lệ propan/butan khoảng 60%/40%.

Theo [84] cho thấy phát thải HC giảm hơn ba lần và phát thải NOx ít hơn khi phun trực tiếp vào buồng cháy.

Theo [18] cho thấy tổng lượng tiêu hao nhiên liệu giảm khi tăng tỷ lệ LPG thay thế khi tốc độ động cơ lớn hơn 2000 vg/ph, khi tốc độ động cơ lớn hơn 2400 vg/ph suất tiêu hao năng lượng giảm rõ rệt, đồng thời phát thải HC và NOx tăng nhiều trong khí phát thải CO và soot giảm. Bên cạnh đó nghiên cứu này cũng cho thấy cần phải giảm góc phun sớm để đảm bảo các chỉ tiêu kinh tế, kỹ thuật và phát thải.

1.2.2.2. Than hóa lỏng (CTL-Coal To Liquid) và khí hóa lỏng (GTL -Gas To Liquid)

Than sau quá trình khí hoá, tạo ra syngas và thực hiện quá trình Fischer-Tropsch (FT) để tạo thành FT diesel (CTL). Trong khi đó, GTL được điều chế từ khí methane, CH4 (có thể từ nguồn gốc tái tạo như biogas hoặc từ nguồn gốc hoá thạch như khí thiên nhiên). Các sản phẩm nhiên liệu được sản xuất từ khí methane gồm methanol, DME hoặc FT diesel [1].

1.2.2.3. Dimethyl Ether (DME)

Dimethyl Ether (DME), công thức hoá học là CH3-O-CH3, là loại nhiên liệu có thể làm khí đốt và có khả năng thay thế cho diesel trên động cơ cháy do nén nhờ có trị số xêtan cao. DME có thể được sản xuất từ nhiều nguồn khác nhau như nhiên liệu gốc hoá thạch, than đá, khí thiên nhiên và sinh khối [1, 57].

1.2.2.4. Biodiesel

Trong những năm gần đây, việc quan tâm sử dụng biodiesel thay thế cho diesel khoáng ngày càng được quan tâm. Vấn đề ảnh hưởng của việc sử dụng trực tiếp biodiesel đến quá trình phun nhiên liệu, quá trình cháy, cũng như đặc tính động cơ, ô nhiễm môi trường và tính kinh tế nhiên liệu đang được các nhà khoa học quan tâm, và các kết quả đã chỉ ra rằng sự ảnh hưởng này phụ thuộc vào tính chất hóa học, tính chất vật lý của biodiesel và thông số động cơ, cũng như điều kiện làm việc của động cơ, … [32].

Theo hầu hết các nghiên cứu cho thấy công suất động cơ, mô men động cơ, phát thải dạng hạt PM, phát thải CO và phát thải HC chưa cháy nhìn chung đều giảm khi sử dụng biodiesel thay thế diesel khoáng. Tuy nhiên phát thải NOx lại tăng [32].

7

Biodiesel có nhiệt trị thấp hơn diesel khoáng. Do đó, nếu hiệu suất cháy như nhau thì tiêu hao nhiên liệu sẽ cao hơn khi sử dụng biodiesel thay thế diesel khoáng [32].

1.2.2.5. Ethanol

Cồn là nhiên liệu sinh học được chế biến từ bã mía, than củi, giấy vụn, thân và lá bắp, rơm rạ, mùn cưa, phế phẩm lâm nghiệp, phế phẩm bông sợi … có thể tái sinh được, vừa giảm thiểu lượng khí thải gây ô nhiễm môi trường, vừa hạn chế dùng nhiên liệu có nguồn gốc hóa thạch. Cồn có công thức hoá học chung là CnH2n+1OH được xem là nhiên liệu phù hợp nhất để sử dụng cho động cơ đánh lửa cưỡng bức nhờ có trị số octane cao và tính chất vật lý, hoá học tương tự như xăng. Hiện nay, cồn tồn tại ở bốn thể là ethanol (C2H5OH), methanol (CH3OH), butanol (C4H9OH) và propanol (C3H7OH), tất cả đều là chất lỏng không màu, tuy nhiên methanol và butanol đều rất độc, đặc biệt là butanol. Hơn nữa, giá thành sản xuất butanol khá cao so với giá thành sản xuất ethanol và methanol. Vì vậy hiện tại ethanol được sử dụng rộng rãi hơn cả cho các phương tiện giao thông vận tải. [1]

1.3. Đặc điểm nhiên liệu ethanol

Với các đặc tính là nguồn nhiên liệu cháy sạch, dễ lưu trữ và vận chuyển, có ưu thế trong tiềm năng sản xuất và cung cấp, việc sử dụng ethanol làm nhiên liệu cho động cơ đốt trong sẽ cho tính kinh tế và tính hiệu quả cao, góp phần thay thế một phần nhiên liệu truyền thống đang ngày càng cạn kiệt và giảm phát thải ô nhiễm môi trường. Do đó, sau đây sẽ tìm hiểu và nghiên cứu kỹ hơn về ethanol và việc sử dụng ethanol trên động cơ diesel.

1.3.1. Các tính chất vật lý và hóa học của ethanol

1.3.1.1. Tính chất vật lý của ethanol

Bảng 1.1. Tính chất của ethanol [7, 59, 105]

Ethanol là một chất lỏng, không màu, trong suốt, mùi thơm dễ chịu và đặc trưng, vị cay, nhẹ hơn nước (khối lượng riêng 0,7936 g/ml ở 15oC), dễ bay hơi (sôi ở nhiệt độ 78,39 oC), hóa rắn ở -114,15 oC, tan trong nước vô hạn, tan trong ete và clorofom, hút ẩm, dễ cháy, khi cháy không có khói và ngọn lửa có màu xanh da trời (Bảng 1.1). Sở dĩ ethanol tan vô hạn trong nước và có nhiệt độ sôi cao hơn nhiều so với este hay aldehyde có cùng số cácbon là do có sự tạo thành liên kết hyđrô giữa các phân tử với nhau và với nước [7].

TT Tính chất Giá trị

1. Công thức phân tử C2H5OH hay C2H6O

2. Phân tử gam 46,07 (g/mol)

3. Cảm quan Chất lỏng trong suốt, dễ cháy

4. Khối lượng riêng tại 0,789 (g/cm3) 20 oC

5. Độ nhớt tại 20 oC 1,2 cP

6. Độ tan trong nước Tan hoàn toàn

7. Nhiệt độ sôi 78,4oC (351,6 K)

8. Nhiệt độ tan 158,8 K (-114,3oC; -173,83oF)

8

9. Điểm tới hạn 514 K (241oC; 465,53oF) ở p=63 bar

TT Tính chất Giá trị

10. pH 7,0 (trung hòa)

65,21 J/mol.K 11. Cp

12. Nhiệt độ tự cháy 665K

13. Mật độ giới hạn nổ 3,5  15%

1.3.1.2. Tính chất hóa học của ethanol

Phản ứng oxy hóa, trong đó rượu bị oxy hóa theo 3 mức: Oxy hóa không hoàn toàn (hữu hạn) tạo ra aldehyde, acid hữu cơ và oxy hóa hoàn toàn (đốt cháy) tạo thành CO2 và H2O.

Mức 1: Oxy hóa không hoàn toàn trong môi trường nhiệt độ cao:

(1.1) CH3-CH2-OH + CuO -> CH3-CHO + Cu + H2O

Mức 2: Oxy hóa bằng oxy không khí có xúc tác tạo axit hữu cơ:

(1.2) CH3-CH2-OH + O2 -> CH3-COOH + H2O

Mức 3: Oxy hóa hoàn toàn:

(1.3) C2H5OH + 3O2 -> 2 CO2 + 3 H2O

1.3.2. Tình hình sản xuất ethanol trên thế giới và Việt Nam

1.3.2.1. Tình hình sản xuất và sử dụng ethanol trên thế giới

Dùng ethanol thay dầu diesel sẽ góp phần làm giảm ô nhiễm môi trường từ khí thải động cơ diesel: các chỉ số HC, CO, độ khói đen đều thấp hơn so với khi dùng dầu diesel. Sở dĩ như vậy là do trong phần tử ethanol có thành phần cácbon ít hơn với dầu diesel và có sẵn oxy nên nên dễ đốt cháy cácbon hơn. Tuy nhiên, do tính chất của ethanol khác với tính chất của nhiên liệu dùng cho động cơ diesel như: trị số xêtan và độ nhớt thấp, không thể đốt cháy ethanol bằng phương pháp tự bốc cháy trong động cơ diesel. Vì vậy sử dụng ethanol trên động cơ diesel gặp nhiều khó khăn hơn so với động cơ đánh lửa cưỡng bức [2].

Mỹ và Brazil là hai quốc gia có sản lượng ethanol lớn nhất thế giới, chiếm khoảng 86,25% toàn bộ lượng ethanol sản xuất toàn cầu (Hình 1.1). Nguyên liệu chính để sản xuất ethanol tại Mỹ là ngô, trong khi tại Brazil thì mía là nguồn cung cấp chính.

Theo số liệu năm 2015, Mỹ sản xuất được 14806 triệu gallons; Brazil 7093 triệu gallons. Trung Quốc là nước có sản lượng lớn thứ 3 trên thế giới, với 813 triệu gallons. Tổng sản lượng ethanol của toàn thế giới trong năm 2015 ước tính khoảng 25682 triệu gallons. [97]

Thống kê sản lượng ethanol và biểu đồ sản lượng ethanol trên thế giới tính đến năm 2015 được thể hiện trên Hình 1.1.

9

Brazil là nước đi đầu với chương trình quốc gia ủng hộ cồn từ năm 1975, sử dụng cồn sản xuất từ bã mía để pha vào xăng với tỷ lệ đến 20%, dùng trong ngành vận tải. Hiện nay,

9 công ty sản xuất xe hơi ở Brazil, trong đó có General Motor và Ford cung cấp cho thị trường loại xe sử dụng nhiên liệu lưỡng tính (xe FFV – Flexible Fuel Vehicle) tức là chạy bằng xăng thông thường hoặc bằng cồn hoặc bằng hỗn hợp xăng cồn đều được. Trong số xe bán ra trong tháng 4/2005, loại xe này chiếm tới 50%.

Trong thực tế, Brazil là một trong các quốc gia sản xuất và xuất khẩu đường lớn nhất thế giới, đồng thời cũng là nước sản xuất, tiêu thụ và xuất khẩu cồn đứng thứ hai thế giới sau Mỹ. Cả nước có khoảng 600000 đồn điền trồng mía, hơn 300 nhà máy sản xuất cồn.

Hiện nay, ở Brazil có 3 triệu xe hơi chạy nhiên liệu cồn và 17 triệu xe khác sử dụng xăng pha cồn (gasohol) hoặc dầu diesel pha cồn (diesohol) với tỷ lệ pha trộn khoảng 20% ethanol. Nhờ vậy mà tình trạng ô nhiễm không khí ở nhiều thành phố lớn của Brazil đã được cải thiện đáng kể. Số lượng xe hơi chạy nhiên liệu pha cồn được bán ra ngày càng tăng: năm 1999 là 11000 xe, năm 2001 là 18000 xe và năm 2002 là 40000 xe. Chính phủ cũng khuyến khích người tiêu dùng mua xe máy chạy loại nhiên liệu mới bằng cách giảm giá bán xe.

26000

24000

22000

20000

) s n o l l a G u ệ i r T

(

18000

g n ợ ư

16000

l

14000

n ả S

12000

10000

8000

6000

4000

2000

0 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014 2015

Năm

Hình 1.1. Biểu đồ sản lượng ethanol trên thế giới từ 2007 đến 2015 [96, 97]

USA Brazil Europe China Canada Rest of World

1.3.2.2. Tình hình sản xuất và sử dụng ethanol tại Việt Nam

10

Hiện nay tại Việt Nam, nhiên liệu xăng và diesel vẫn là hai loại nhiên liệu chính của ngành giao thông vận tải (GTVT). Việc sản xuất và sử dụng nhiên liệu thay thế là chưa nhiều, hầu hết ở quy mô nhỏ lẻ. Năm 2007, thủ tướng chính phủ ra quyết định số 177/2007/QĐ-TTg về “Đề án phát triển nhiên liệu sinh học đến năm 2015, tầm nhìn 2025” [11]. Mục tiêu đến năm 2015, sản xuất được 250 nghìn tấn ethanol và biodiesel, đáp ứng 1% nhu cầu nhiên liệu; và tầm nhìn 2025 là 1,8 triệu tấn ethanol và biodiesel, đáp ứng được 5%

nhu cầu nhiên liệu. Cùng với đó là những khuyến khích về tài chính như trợ giá, miễn thuế... cho các tổ chức, cá nhân trong và ngoài nước đầu tư vào lĩnh vực năng lượng tái tạo [1].

Việt Nam là một nước nông nghiệp, có tiềm năng lớn để phát triển nhiên liệu sinh học, đặc biệt là ethanol. Một số nhà máy sản xuất ethanol đã đi vào hoạt động như nhà máy cồn Đại Lộc (Quảng Nam) với sản lượng khoảng 125 triệu lít/năm; nhà máy cồn Cát Lái (TP Hồ Chí Minh) với sản lượng 40 triệu lít/năm. Ba nhà máy cồn của công ty dầu Việt Nam (PV Oil) đang được xây dựng với sản lượng ước tính là 125 triệu lít/năm. Nhà máy bắt đầu vào hoạt động vào cuối năm 2012, đầu năm 2013. Nguyên liệu chính được sử dụng là sắn. Tuy nhiên, do nhu cầu ở Việt Nam chưa lớn, nên hầu hết các nhà máy không hoạt động hết công suất. Trong năm 2010, tổng sản lượng ethanol sản xuất được của cả nước ước tính khoảng 150 triệu lít [1].

Bắt đầu từ tháng 8 năm 2010, xăng sinh học E5 đã bắt đầu được bán ở 22 cây xăng (12 cây xăng của PV Oil và 10 cây xăng do PETEC quản lý) ở các địa phương như TP Hồ Chí Minh, Hà Nội, Bà Rịa-Vũng Tàu, Hải Phòng, Hải Dương [1].

Lộ trình thực hiện tỷ lệ phối trộn nhiên liệu sinh học với nhiên liệu truyền thống được thể hiện theo quyết định số 53/2012/QĐ-TTg [12] cụ thể như sau: từ ngày 01 tháng 12 năm 2014 xăng E5 được sản xuất, phối chế, kinh doanh, từ ngày 01 tháng 12 năm 2016, xăng E10 được sản xuất, phối chế, kinh doanh. Trong thời gian chưa thực hiện áp dụng tỷ lệ phối trộn theo Lộ trình, khuyến khích các tổ chức, cá nhân sản xuất, phối chế và kinh doanh xăng E5, E10 và diesel B5 và B10.

Hiện tại, cả nước có bảy nhà máy ethanol với tổng mức đầu tư trên 500 triệu USD, tổng công suất thiết kế 600000 m3/năm, tập trung chủ yếu tại Miền Trung – Tây Nguyên và Miền Nam Việt Nam. Thiết bị của các nhà máy này đều được xây dựng sau năm 2007 và được đầu tư thiết bị mới 100%, xuất xứ Châu Á và G7. Trình độ tự động hóa đạt trên 85% [4]. Hiện tại, chỉ có 04/07 Nhà máy có khả năng sản xuất được E100. Nếu bốn nhà máy này hoạt động đạt 80% công suất thiết kế sẽ cung cấp ra thị trường 320000 m3 E100/năm, dư đủ cho nhu cầu pha xăng E5 - E10 theo lộ trình của Chính phủ. .

1.4. Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ đốt trong

1.4.1. Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ xăng

1.4.1.1. Tình hình nghiên cứu trong nước

Đã có rất nhiều đề tài nghiên cứu sử dụng ethanol cho động cơ xăng, trong đó có thể kể đến nghiên cứu “Nghiên cứu ảnh hưởng của nhiên liệu xăng pha ethanol E5 và E10 đến tính năng và phát thải độc hại của xe máy và xe con đang lưu hành ở Việt Nam” [56] với nhiên liệu E5 (5% ethanol, 95% xăng Mogas92) và E10 (10% ethanol, 90% xăng Mogas92) đối chứng với xăng Mogas92. Động cơ ôtô thực nghiệm là Ford Laser Ghia 1.8 và động cơ xe máy là HonDa Super Dream 100cc. Theo nghiên cứu này hỗn hợp xăng-ethanol được hòa trộn sẵn và có ưu điểm là không phải thay đổi về kết cấu động cơ.

Kết quả cho thấy công suất động cơ ôtô tăng khi tỷ lệ ethanol thay thế tăng. Suất tiêu hao nhiên liệu theo tốc độ ôtô tại tốc độ bình thường trong trường hợp có ethanol ít hơn khi dùng xăng Mogas92.

11

Về các thành phần phát thải, nghiên cứu cũng cho thấy phát thải CO giảm khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế. Phát thải HC cũng ít hơn khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế, đặc biệt tại tốc độ cao. Phát thải NOx tăng khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế còn phát thải CO2 tăng khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế, đặc biệt tại tốc độ cao.

Cụ thể khi sử dụng xăng E5 và E10 cho động cơ xe máy và động cơ ôtô, công suất động cơ và suất tiêu hao nhiên liệu được cải thiện tương ứng 6,5% và 6,37% cho động cơ xe máy, cải thiện tương ứng 6,36% và 5,18 cho động cơ ôtô khi so sánh với trường hợp sử dụng xăng Moga92.

Phát thải CO và HC giảm đáng kể lần lượt là 33,74% và 18,62% đối với động cơ ôtô, 16,06% và 21% đối với động cơ xe máy. Trong khí đó, phát thải NOx và khí gây hiệu ứng nhà kính CO2 đều tăng lên 21,58% và 3,79% đối với động cơ ôtô, tăng 31,67% và 11,64% đối với động cơ xe máy.

Bên cạnh đó còn có các nghiên cứu [15, 16], theo các nghiên cứu này hỗn hợp xăng- ethanol cũng được hòa trộn sẵn và có ưu điểm là không phải thay đổi về kết cấu động cơ. Cho thấy, khi sử dụng nhiên liệu E10, E15 và E20 kết quả đo công suất và tỷ lệ cải thiện công suất xe Lanos so với trường hợp sử dụng xăng RON92 tại tay số IV và V cho thấy xét trên toàn dải tốc độ, xe chạy với nhiên liệu E10 cho công suất tương đương nhiên liệu RON92, tuy nhiên ở tốc độ thấp công suất E10 nhỏ hơn RON92, nhưng ở tốc độ cao E10 cho công suất lớn hơn. Suất tiêu thụ nhiên liệu khi sử dụng nhiên liệu E10, E15, E20 lớn hơn so với trường hợp sử dụng xăng RON92. Phát thải xe Lanos tại tay số V cho thấy đối với xe sử dụng hệ thống phun xăng điện tử, tính trung bình trên toàn dải tốc độ thử nghiệm, phát thải CO, HC được cải thiện đối với nhiên liệu E10, tương ứng với nó là mức phát thải NOx và CO2 tăng lên. Tuy nhiên với xăng E15 và E20, CO vẫn giảm nhưng HC có xu hướng tăng lên.

Kết quả đo công suất xe Corrola tại tay số IV và tay số V đối với động cơ ô tô sử dụng bộ chế hòa khí, công suất của động cơ tăng lên khi sử dụng xăng sinh học E10, E15 và E20. Công suất cao nhất của động cơ đạt được đối với nhiên liệu E15, tiếp sau đó là E10. Suất tiêu thụ nhiên liệu khi sử dụng xăng sinh học E10, E15 và E20 được cải thiện đáng kể so với xăng RON92. Phát thải CO, HC cải thiện, sự cải thiện các thành phần phát thải CO và HC càng lớn khi tăng tỷ lệ ethanol trong hỗn hợp nhiên liệu xăng sinh học.

1.4.1.2. Tình hình nghiên cứu ở nước ngoài

Hsieh và các cộng sự [51] đã nghiên cứu thực nghiệm về đặc tính động cơ và phát thải của động cơ xăng sử dụng hỗn hợp nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn với tỷ lệ ethanol thay thế lần lượt là 5%, 10%, 20% và 30%. Kết quả chỉ ra rằng khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế thì nhiệt trị của hỗn hợp giảm và trị số octane của hỗn hợp nhiên liệu tăng. Động cơ sử dụng hỗn hợp nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn thì mô men động cơ và tiêu hao nhiên liệu tăng không đáng kể.

Abdel-Rahman và các cộng sự [23] đã thực nghiệm trên động cơ có tỷ số nén thay đổi sử dụng hỗn hợp nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn có tỷ lệ ethanol thay thế tới 40%. Công suất động cơ tăng lên khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế đến 10% tại tỷ số nén động cơ bằng 10:1. Tỷ số nén tốt nhất là 10, 11, 12 tương ứng với tỷ lệ ethanol thay thế lần lượt là 20%, 30% và 40%, đồng thời công suất chỉ thị của động cơ đạt lớn nhất.

Nghiên cứu thực nghiệm của Al-Hasan [60] về ảnh hưởng của việc sử dụng hỗn hợp nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn đến tính năng kỹ thuật và phát thải của động cơ xăng. Kết quả chỉ ra rằng khi có ethanol thì làm tăng công suất có ích, hiệu suất nhiệt có ích, hiệu suất nạp và tiêu hao nhiên liệu tương ứng lần lượt là 8,3%; 9,0%; 7,0% và 5,7%. Kết quả tốt nhất của tính năng kỹ thuật và phát thải của động cơ đạt được tương ứng với tỷ lệ ethanol thay thế bằng 20%.

12

Wu và các công sự [98] đã nghiên cứu ảnh hưởng của tỷ lệ không khí - nhiên liệu đến tính năng kỹ thuật và phát thải ô nhiễm của động cơ xăng sử dụng lưỡng nhiên liệu gasoline- ethanol hòa trộn sẵn. Kết quả cho thấy mô men tăng không đáng kể khi độ mở bướm ga nhỏ

và phát thải CO, HC giảm khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế. Đồng thời phát thải CO2 trên một đơn vị công suất động cơ là tương tự hoặc ít hơn so với khi sử dụng nhiên liệu gốc.

Yucesu và các cộng sự [102] đã nghiên cứu so sánh giữa tính toán và phân tích thực nghiệm về đặc tính kỹ thuật của động cơ xăng khi sử dụng hỗn hợp lưỡng nhiên liệu gasoline- ethanol hòa trộn sẵn. Nhóm tác giả đã thực nghiệm động cơ sử dụng hỗn hợp gasoline- ethanol với các tỷ lệ ethanol thay thế là 10%, 20%, 40% và 60% trên động cơ xăng bốn kỳ, một xy lanh. Khi thực nghiệm được tiến hành bằng cách thay đổi góc đánh lửa sớm có ảnh hưởng đến tỷ lệ A/F và tỷ số nén tại tốc độ động cơ bằng 2000 vg/ph khi bướm ga mở hoàn toàn. Kết quả cho thấy mô men động cơ lớn hơn so với trường hợp sử dụng gasoline nguyên bản trong toàn dải tốc độ động cơ, phát thải HC giảm đáng kể, đồng thời động cơ sử dụng hỗn hợp nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn có thể dùng tỷ số nén lớn hơn mà không bị kích nổ.

Mustafa Koç và các cộng sự [69] đã nghiên cứu đánh giá ảnh hưởng của hỗn hợp nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn đến tính năng kỹ thuật và phát thải của động cơ xăng. Nghiên cứu sử dụng hỗn hợp gasoline-ethanol hòa trộn sẵn với các tỷ lệ ethanol thay thế là 0%, 50% và 85%. Động cơ thực nghiệm là động cơ xăng, một xy lanh, bốn kỳ với hai tỷ số nén lần lượt là 10 và 11. Tốc độ động cơ thay đổi trong khoảng 1500  5000 vg/ph. Kết quả nghiên cứu cho thấy mô men, công suất động cơ tăng, các thành phần phát thải CO, NOx và HC đều giảm, đồng thời khi sử dụng lưỡng nhiên liệu gasoline-ethanol hòa trộn sẵn nên tăng tỷ số nén của động cơ để không xảy ra kích nổ.

Qua các nghiên cứu đã trình bày ở trên cho thấy khi sử dụng nhiên liệu gasoline- ethanol ở dạng hòa trộn trước đều cho thấy cải thiện được công suất và mô men động cơ, đồng thời giảm các thành phần phải thải như CO, HC và NOx.

1.4.2. Nghiên cứu ứng dụng ethanol cho động cơ diesel

1.4.2.1. Tình hình nghiên cứu trong nước

Ethanol là một loại nhiên liệu thay thế tiềm năng cho cả động cơ xăng và động cơ diesel, đồng thời có khả năng cải thiện tính năng kinh tế, kỹ thuật và phát thải của động cơ. Điển hình gồm các nghiên cứu sau:

Nghiên cứu đánh giá tính năng kỹ thuật và phát thải của động cơ diesel khi sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn với tỷ lệ ethanol thay thế lần lượt là 5% và 10% [71]. Kết quả cho thấy mô men động cơ và tiêu hao nhiên liệu thay đổi không đáng kể, phát thải HC, CO và độ khói giảm, phát thải NOx tăng khi so sánh với trường hợp sử dụng diesel gốc. Tuy nhiên chưa có nghiên cứu nào công bố sử dụng ethanol cho động cơ diesel bằng phương pháp phun ethanol vào xupáp nạpvà điều khiển phối hợp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol phù hợp với các chế độ làm việc khác nhau của động cơ.

13

Nghiên cứu ảnh hưởng của phụ gia nhiên liệu sinh học E10 và D5 đến các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ [10] cho thấy: Khi thử nghiệm đối chứng đánh giá tác động của phụ gia VPI-D đến tính năng kinh tế, kỹ thuật của động cơ diesel D243, kết quả là ở thời điểm 0 giờ mô men động cơ tăng trung bình 5,7%, suất tiêu hao nhiên liệu giảm khoảng 2,5%, các thành phần phát thải đều giảm, cụ thể: CO, 3,5%; HC, 6,6%; NOx, 5,5%; CO2, 0,86% và PM 3,3% khi so sánh với trường hợp không sử dụng phụ gia. Kết quả thử nghiệm mô men, công suất, suất tiêu hao nhiên liệu và nhiệt độ khí xả của động cơ tại các thời điểm 50 giờ và 100 giờ chạy ổn định không thay đổi nhiều so với thời điểm 0 giờ. Sau 50 giờ và 100 giờ chạy ổn định với nhiên liệu D5 có phụ gia VPI-D, lượng phát thải được cải thiện. Cụ thể, sau 50 giờ chạy ổn định phát thải HC, NOx, CO, CO2 và PM giảm hơn so với thời điểm 0 giờ lần lượt là 3,9%, 14,7%, 3,6%, 1,2% và 4,3; sau 100 giờ chạy ổn định phát thải HC, NOx, CO, CO2 và PM giảm hơn so với thời điểm 0 giờ lần lượt là 5%, 16,3%, 8,4%, 2,2% và 6%.

Tuy nhiên các nghiên cứu này đều lựa chọn phương pháp cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bằng cách sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn với tỷ lệ ethanol thay thế được xác định trước. Phương pháp cung cấp lưỡng nhiên liệu này không cho phép thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế trong quá trình động cơ làm việc nhằm tối ưu và nâng cao tỷ lệ ethanol thay thế theo các chế độ làm việc khác nhau của động cơ đảm bảo các tiêu chí như đã đề cập trong mục đích của đề tài.

1.4.2.2. Tình hình nghiên cứu ở nước ngoài

Có một vài công nghệ có thể ứng dụng cho động cơ diesel sử dụng nhiên liệu ethanol:

 Sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn;  Ethanol phun trực tiếp;  Ethanol phun trên đường ống nạp.

a) Sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn

E.A. Ajav và các cộng sự [42] đã nghiên cứu thực nghiệm một số thông số hiệu suất của động cơ diesel khi sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn tại tốc độ động cơ không đổi. Trong nghiên cứu sử dụng động cơ TV 110, một xy lanh, làm mát bằng dung dịch. Kết quả cho thấy công suất lớn nhất của động cơ diesel nguyên bản đạt 10,71 mã lực tại tốc độ 1475 v/ph, công suất lớn nhất đạt lần lượt là 10.66; 10.63; 10.51; 10.39 mã lực tương ứng với các tỷ lệ ethanol thay thế lần lượt là 5%; 10%; 15% và 20%. Như vậy, có thể coi công suất động cơ giảm không đáng kể khi sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn với tỷ lệ thay thế có thể đạt đến 20% so với động cơ diesel nguyên bản. Theo nghiên cứu của Eugene EE và các cộng sự [43] thì động cơ cần một số điều chỉnh nhỏ như thay đổi thời điểm phun và lượng phun để động cơ giữ được công suất cực đại, mức độ điều chỉnh nhiều hay ít phụ thuộc vào tỷ lệ ethanol trong nhiên liệu và phụ thuộc vào ảnh hưởng của ethanol đến quá trình cháy.

Theo nghiên cứu của Alan C. Hansen và các cộng sự [25] thì ethanol khan có thể hòa trộn với nhiên liệu diesel, tuy nhiên do ethanol có tính hút nước mạnh nên lượng nước trong hỗn hợp sẽ dần tăng lên và làm hỗn hợp bị phân tách, lượng nước này sẽ dần tăng lên trong quá trình bảo quản và lưu trữ. Theo nghiên cứu của Murayama T và các cộng sự [68] cho biết, khả năng hòa tan của hỗn hợp diesel-ethanol phụ thuộc vào tỷ lệ hòa trộn, nhiệt độ, hàm lượng nước, nồng độ chất phụ gia và trọng lượng riêng của nhiên liệu diesel. So với các loại nhiên liệu diesel thông thường, các loại nhiên liệu pha trộn cho hiệu suất nhiệt tốt hơn, độ khói giảm, và phát thải HC, NOx, CO giảm.

Do ethanol có tính chất cơ lý khác với nhiên liệu diesel nên khi thêm ethanol vào diesel sẽ làm thay đổi tính chất cơ lý của nhiên liệu gốc như làm giảm mạnh trị số xêtan cũng như độ nhớt và nhiệt trị của hỗn hợp [76]. Với lý do này động cơ sẽ khó khởi động lạnh, hiện tượng rò rỉ nhiên liệu tăng lên đồng thời chiều dày màng dập lửa tăng do nhiệt hóa hơi của ethanol cao.

14

Weidmann và các cộng sự [94] đã tiến hành đo đặc tính của động cơ diesel bốn xy lanh Volkswagen sử dụng hỗn hợp nhiên liệu diesel pha ethanol, kết quả cho thấy HC, CO và andehit trong khí thải tăng lên, tuy nhiên NOx và độ khói giảm so với chạy nhiên liệu diesel. Czerwinski và các cộng sự [39] đã xây dựng đặc tính của động cơ diesel bốn xy lanh phun trực tiếp sử dụng hỗn hợp nhiên liệu diesel pha 30% thể tích ethanol và 15% thể tích dầu hạt cải. Kết quả cho thấy khi thêm ethanol sẽ làm cho nhiệt độ cháy giảm, tất cả chất độc hại trong khí thải giảm ở toàn tải, tuy nhiên lượng CO và HC tăng tại tải nhỏ và tốc độ thấp.

Qua việc phân tích các công trình đã nghiên cứu sử dụng hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn cho thấy ưu điểm của phương pháp này là không phải thay đổi kết cấu động cơ mà chỉ cần điều chỉnh thời điểm phun và lượng phun cho phù hợp với tỷ lệ ethanol thay thế để đảm bảo giữ được mô men và công suất động cơ. Tuy nhiên phương pháp này không tối ưu được tỷ lệ ethanol thay thế theo tốc độ và tải của động cơ, đồng thời ethanol có tính hút nước mạnh nên lượng nước trong hỗn hợp sẽ dần tăng lên và làm hỗn hợp bị phân tách, lượng nước này sẽ dần tăng lên trong quá trình bảo quản và lưu trữ gây khó khăn trong quá trình sử dụng.

b) Ethanol phun trực tiếp

Một công nghệ khác là sử dụng hai hệ thống nhiên liệu trên cùng một động cơ, trong đó ethanol được phun trực tiếp vào buồng cháy và đốt cháy bằng nhiên liệu diesel phun mồi, thời điểm phun mồi trước thời điểm phun của ethanol và phải đảm bảo được độ êm dịu và đạt hiệu suất cháy cao nhất. Theo nghiên cứu của Savage LD [49], phương pháp này cho phép tỷ lệ ethanol lên tới 90% trong điều kiện lý tưởng. Công nghệ này còn tạo ra quá trình cháy êm dịu, độ mờ khói và khí thải rất thấp. Tuy nhiên áp dụng công nghệ này vào thực tế gặp nhiều khó khăn do tính phức tạp trong thiết kế hệ thống phun ethanol cao áp.

c) Ethanol phun trên đường ống nạp

Hình 1.2. Sơ đồ bố trí của hệ thống phun ethanol [61]

15

Phương pháp thứ ba là ethanol hòa trộn với không khí nạp trước khi đi vào xy lanh động cơ. Theo phương pháp này M. Abu-Qudais và các cộng sự [61] đã nghiên cứu ảnh hưởng của hai trường hợp phun ethanol trên đường ống nạp và diesel-ethanol hòa trộn sẵn đến đặc tính và phát thải của động cơ diesel một xy lanh, bốn kỳ, làm mát bằng dung dịch. Sơ đồ hệ thống phun ethanol được thể hiện trên Hình 1.2. Ethanol được phun vào cụm đường ống nạp ở dạng hơi hoặc sương mù, phụ thuộc vào độ bay hơi. Đây là loại hệ thống phun ethanol đơn giản, vòi phun ethanol ở áp suất thấp được tạo ra bởi bơm điện và phun liên tục nên cần phải phun vào tấm ngăn nhằm tạo điều kiện bay hơi cũng như hạn chế các hạt ethanol có kích thước lớn ở dạng giọt không kịp bay hơi hòa trộn với không khí trước khi nạp vào động cơ.

1- Không khí vào; 2- Van điều khiển; 3- Ống dẫn ethanol vào; 4- Lọc; 5- Vòi phun ethanol; 6- Tấm chặn; 7- Tia phun ethanol; 8- Nhỏ giọt ethanol; 9- Cửa nạp; 10- Xupáp nạp; 11- Xupáp thải; 12- Khí thải ra; 13- Piston; 14- Ống nghiệm khắc vạch; 15- Phễu hứng.

Kết quả cho thấy, hiệu suất nhiệt được cải thiện khoảng 7,5% và 5,4% trên toàn dải tốc độ lần lượt trong hai trường hợp: phun ethanol trên đường ống nạp và hỗn hợp diesel- ethanol hòa trộn sẵn. Về phát thải cho thấy CO, HC đều tăng trong khi smoke và soot giảm so với khi sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản. Tỷ lệ ethanol tối ưu theo sự giảm độ khói là 20% và 15% trong lần lượt hai trường hợp phun ethanol và hỗn hợp diesel-ethanol hòa trộn sẵn.

Từ các kết quả trên, cho thấy khi sử dụng ethanol làm nhiên liệu thay thế với tỷ lệ thay thế 20% trong các trường hợp thì phát thải CO, HC tăng và phát thải smoke và soot đều giảm. Phát thải CO và HC tăng dẫn đến tỷ lệ ethanol có thể sử dụng bị giới hạn. Ngoài ra, sử dụng phương pháp phun ethanol gián tiếp trên đường ống nạp là một phương pháp đơn giản và dễ áp dụng. Tuy nhiên phương pháp này có nhược điểm là không tận dụng được nhiệt của xupáp nạp nhằm tạo điều kiện bay hơi cho ethanol khi được phun vào nó.

Ogawa H và cộng sự [72] đã tiến hành thiết lập đặc tính của động cơ diesel một xy lanh 0,83 dm3 phun trực tiếp sử dụng hai hệ thống nhiên liệu, bao gồm hệ thống phun diesel Common-Rail (CR) và hệ thống phun ethanol trên đường ống nạp, đồng thời sử dụng phương pháp luân hồi khí thải EGR. Kết quả cho thấy với 20% ethanol và lượng oxy trong khí nạp giảm 15%, độ khói và NOx đều giảm trên toàn bộ dải làm việc của động cơ. Nếu kết hợp tốt giữa việc phối trộn ethanol và EGR thì có thể cho phép độ khói bằng không đồng thời hàm lượng NOx giảm mạnh. Kết quả còn cho thấy cần phải giảm tỷ số nén nhằm đẩy mạnh quá trình hòa trộn giữa diesel và ethanol đồng thời loại bỏ hiện tượng mất lửa và gõ trong xy lanh.

Ngoài ra có thể kể đến Volpato và cộng sự [74] đã nghiên cứu điều khiển động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol cho động cơ nông nghiệp MWM MS-4001P sử dụng bơm phân phối piston hướng kính, ethanol được phun vào đường ống nạp, trong đó nhiên liệu diesel được phun vào buồng cháy của động cơ ở dạng phun mồi nhằm kích hoạt nhiên liệu ethanol cháy chính. Kết quả cho thấy công suất và mô men động cơ vẫn đảm bảo mặc dù tỷ lệ ethanol thay thế từ 60  85% tại chế độ tải 100%.

Qua các nghiên cứu đã trình bày ở trên cho thấy phương pháp phun ethanol trên đường ống nạp có thể thực hiện bằng cách sử dụng bộ chế hòa khí hoặc sử dụng vòi phun ethanol có áp suất thấp phun trước xupáp nạp. Mặc dù phương pháp này phải cần hai hệ thống nhiên liệu và điều khiển độc lập, làm tăng mức độ phức tạp trong quá trình điều khiển, tuy nhiên phương pháp này giải quyết được các nhược điểm của hai phương pháp trên, và có các ưu điểm như sau:

- Không phải thay đổi lớn kết cấu của động cơ, do vòi phun ethanol được đặt ở trên đường ống nạp;

- Hệ thống nhiên liệu ethanol đơn giản giá thành thấp;

- Do dùng hai hệ thống nhiên liệu riêng, nên việc ngắt phun ethanol dễ dàng;

- Ethanol bay hơi trong đường ống nạp sẽ làm giảm nhiệt độ khí nạp giúp tăng mật độ không khí nạp nạp vào động cơ;

- Dễ dàng tối ưu tỷ lệ giữa ethanol và diesel theo các chế độ làm việc của động cơ.

16

Ngoài ra, cho đến nay trên thị trường không có động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol sản xuất hàng loạt nên các nghiên cứu trên đều dựa trên động cơ diesel cụ thể nào đó được nghiên cứu cải tiến để có thể chuyển sang chạy lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Mặt khác,

chưa thấy có công bố nào về điều khiển đồng thời lượng ethanol và lượng diesel tại mỗi chế độ làm việc của động cơ.

Vì vậy tác giả chọn phương án cung cấp ethanol bằng cách phun vào đường nạp của từng xy lanh khi nghiên cứu chuyển đổi động cơ diesel sang chạy lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol, tập trung nghiên cứu điều khiển phối hợp cấp ethanol và cấp diesel sao cho tỷ lệ thay thế ethanol lớn nhất ở mọi chế độ làm việc ổn định của động cơ, đồng thời bảo đảm đặc tính của động cơ ở chế độ chuyển tiếp.

Để giải quyết phương án trên, thì vấn đề quan trọng là phải điều khiển phối hợp cung cấp nhiên liệu diesel và ethanol phù hợp với các chế độ làm việc của động cơ, do đó việc thiết kế bộ điều khiển lượng nhiên liệu phun diesel và ethanol là vấn đề cốt lõi của đề tài này. Việc thiết kế này bao gồm hai bước là xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel – ethanol và bước thứ hai là thiết kế bộ điều khiển trên mô hình đó, hai bước này sẽ được lần lượt trình bày sau đây.

1.5. Phương pháp xây dựng mô hình động cơ

Mục đích của việc mô hình hóa động cơ đốt trong nói chung là để dự đoán tính năng kỹ thuật động cơ và các thông số khó đo. Đồng thời việc mô hình hóa động cơ cũng giúp giảm chi phí thực nghiệm. Ban đầu, mô hình động cơ chủ yếu được sử dụng để cải tiến thiết kế động cơ như các phần mềm kể trên. Khi các động cơ ứng dụng điều khiển điện tử ra đời thì yêu cầu cần phải có loại mô hình mới giúp quá trình thiết kế bộ điều khiển nhanh chóng giảm thiểu chi phí thử nghiệm, các mô hình mới này có thể được chia ra ba loại như sau:

Thiết kế bộ điều khiển trên cơ sở mô hình hệ thống (Model-based control design): mô hình này được sử dụng khi thuật toán điều khiển hay kỹ thuật chẩn đoán cần một mô hình động cơ để tính toán. Việc này nhằm giúp bộ điều khiển dự đoán các thông số điều khiển hoặc làm việc của động cơs mà không có cảm biến đo như lượng nhiên liệu thực phun vào trong xy lanh, độ mở van EGR, nhiệt độ khí thải, lưu lượng khí nạp (trường hợp động cơ dùng cảm biến áp suất đường nạp), mô men động cơ,… Sự phức tạp của mô hình này là ở chỗ phải tuân thủ các thuật toán điều khiển [107].

17

Mô hình làm việc theo thời gian thực (Real-time model): Mô hình này được thể hiện trên Hình 1.3. Đây là loại mô hình động cơ làm việc theo thời gian thực, là loại mô hình cần thiết cho việc phát triển và thực nghiệm các hệ thống nhúng thời gian thực phức tạp (Hardware in the loop - HIL). Mục tiêu của mô hình HIL là kiểm tra phần cứng bằng các thành phần mô phỏng nhằm giảm chi phí khi thực nghiệm. Ví dụ, mô hình HIL của động cơ bao gồm một máy tính mô phỏng ECU hoặc kết nối với ECU để nhận các thông số tính toán trong ECU, ECU sẽ nhận các thông tin và điều khiển mô hình động cơ đốt trong đặt trên máy tính khác, các hoạt động này phải đảm bảo thời gian thực [107].

Hình 1.3. Mô hình làm việc theo thời gian thực

Mô phỏng mô hình điều khiển động cơ trên cùng một mô hình (Software-in-the-loop simulation SIL): là loại mô hình gộp chung mô hình động cơ đốt trong làm việc theo thời gian thực và mô hình điều khiển, cả hai mô hình này khi tính toán mô phỏng đều được thực hiện trên cùng một máy tính. Mô hình này cho phép nghiên cứu động cơ với mô hình điều khiển và tinh chỉnh các thông số điều khiển trước khi thực nghiệm [107].

Trên cơ sở phân tích các loại mô hình kể trên, nghiên cứu sinh lựa chọn mô hình làm việc theo thời gian thực dựa trên cơ sở nhiệt động học và mô phỏng mô hình điều khiển trên cùng một mô hình (SIL).

Để nghiên cứu mô phỏng động cơ đốt trong có thể sử dụng nhiều phần mềm khác nhau. Cho đến nay có nhiều phần mềm đã và đang được sử dụng để nghiên cứu mô phỏng mô hình động cơ và phát triển các loại động cơ đốt trong bao gồm: AVL Boost, Diesel RK, Ricado WARE, Matlab Simulink...

Phần mềm AVL Boost [21]: Đây là phần mềm rất nổi tiếng trên thế giới của hãng ALV- Cộng hòa Áo, nó bắt đầu được phát triển từ năm 1992, qua một giai đoạn phát triển từ đó đến nay, phần mềm này đã và đang ngày càng được phổ biến rộng rãi trong ngành động cơ đốt trong. Phần mềm này có khả năng nghiên cứu mô phỏng nhiều loại động cơ đốt trong sử dụng các loại nhiên liệu khác nhau ở dạng đơn nhiên liệu hoặc kết hợp. Đồng thời nó có thể tính toán thiết kế, tối ưu hóa các quá trình làm việc của động cơ, cũng như phân tích đánh giá về tính năng làm việc, tính năng kỹ thuật và phát thải của động cơ.

Phần mềm Diesel RK [104]: Phần mềm này được bắt đầu phát triển từ năm 1981 tại phòng Động cơ đốt trong - Trường Đại học kỹ thuật Bauman - Nga. Đây cũng là phần mềm dùng để mô phỏng, tối ưu quá trình làm việc, phân tính đánh giá về tính năng kỹ thuật và phát thải cho nhiều loại động cơ đốt trong sử dụng nhiều loại nhiên liệu khác nhau. Phần mềm này cũng đã và đang được nhiều thế hệ các nhà khoa học trong và ngoài nước quan tâm.

18

Các phần mềm kể trên đều rất mạnh, nghiên cứu sâu vào mô phỏng quá trình cháy và khí thải động cơ, do đó khối lượng tính toán lớn mất nhiều thời gian, không phù hợp với việc ứng dụng trong thiết kế bộ điều khiển có yêu cầu thời gian tính toán nhanh và phải đảm bảo tính thời gian thực của động cơ. Hơn nữa hiện tại Bộ môn Động cơ đốt trong - Trường Đại học Bách khoa Hà Nội được trang bị bộ điều khiển ECU và trình biên dịch của hãng Motohawk cho phép lập trình từ Matlab Simulink và biên dịch sang ngôn ngữ của ECU. Do đó nghiên cứu sinh lựa chọn phần mềm Matlab Simulink để xây dựng mô hình động cơ và thiết kế mô hình điều khiển động cơ trên mô hình này. Nhờ ưu điểm của trình biên dịch,

người thiết kế có thể mô phỏng tối ưu chương trình điều khiển trên Matlab Simulink và gửi trực tiếp sang ECM mà không cần công đoạn trung gian là tự viết chương trình điều khiển (code), giúp cho tính thời gian thực của chương trình được đảm bảo.

Có một vài mô hình đã được phát triển và có thể ứng dụng cho mô hình điều khiển động cơ làm việc theo thời gian thực [50, 87, 89]. Theo đó mô hình động cơ thường bao gồm: mô hình nạp, mô hình cháy, mô hình mô men, mô hình nhiên liệu và mô hình động lực học của động cơ. Đầu ra của mô hình có thể dự đoán được mô men động cơ. Hơn thế nữa, mô hình mô men được sử dụng như hàm thực nghiệm để tính toán mô men động cơ ở chế độ ổn định có xét đến ảnh hưởng của độ mở bàn đạp chân ga, góc phun sớm, tiêu hao nhiên liệu, tỷ lệ luân hồi khí xả. Vì vậy mô hình mô men không thể miêu tả được diễn biến thực của quá trình cháy và không thể sử dụng để dự đoán mô men tức thời của động cơ đảm bảo chính xác như mô hình…. Chính vì vậy các nghiên cứu [26, 89, 103] sử dụng mô hình tỏa nhiệt để mô hình hóa áp suất xy lanh, áp suất có ích trung bình (BMEP), mô men động cơ và động lực học động cơ. Khi sử dụng cách này có thể nghiên cứu ảnh hưởng của tỷ lệ A/F, góc phun sớm, tốc độ tỏa nhiệt, tỷ số nén và đặc điểm quá trình cháy đến mô men động cơ.

Khi nghiên cứu theo hướng mô hình tỏa nhiệt của động cơ, mục đích chính là làm rõ quy luật tỏa nhiệt theo thời gian thực của quá trình cháy.

Quá trình xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol được thực hiện theo trình tự như sau:

Bước 1: Nghiên cứu cơ sở lý thuyết;

Bước 2: Phân tích số liệu thực nghiệm động cơ xác định các thông số đầu vào cho mô hình động cơ. Các thông số này được nạp vào mô hình động cơ;

Bước 3: Xây dựng mô hình động cơ;

Bước 4: Đánh giá độ tin cậy của mô hình.

1.6. Phương pháp xây dựng mô hình bộ điều khiển

Để chuyển đổi động cơ diesel sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol phải thiết kế cải tiến hệ thống nhiên liệu, trang bị thêm bộ phận cung cấp ethanol song song với cung cấp diesel và phải thiết kế mô hình điều khiển phối hợp lượng nhiên liệu diesel và ethanol cung cấp cho động cơ theo các tỷ lệ ethanol thay thế yêu cầu. Để thiết kế mô hình điều khiển có thể làm theo hai phương pháp:

Phương pháp thứ nhất là thiết kế chế tạo bộ điều khiển điện tử (ECU), thực nghiệm động cơ trên băng thử. Nếu làm theo phương pháp này để thiết kế hoàn chỉnh bộ điều khiển đảm bảo yêu cầu thì trong quá trình thực nghiệm phải thực hiện rất nhiều lần để xác định được các bộ thông số điều khiển như: mối quan hệ giữa tiêu hao nhiên liệu với tốc độ động cơ ở các chế độ tải khác nhau, mô men yêu cầu theo tốc độ động cơ và độ mở bàn đạp chân ga, lượng phun diesel theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ, lượng phun ethanol theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ, lượng phun ethanol theo thời gian mở vòi phun, vị trí tay ga bơm cao áp theo tốc độ bơm cao áp và lượng phun diesel, lượng phun diesel theo tốc độ bơm cao áp và vị trí tay ga bơm. Từ đó cho thấy nếu dùng phương pháp này thì sẽ mất rất nhiều thời gian, công sức và đặc biệt là chi phí cho thực nghiệm thường rất tốn kém.

19

Chính vì phương pháp trên có những nhược điểm như trên nên trong nghiên cứu thường hay sử dụng phương pháp thứ hai là xây dựng mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol rồi tiến hành mô phỏng theo thời gian thực để tìm bộ dữ liệu điều khiển cung cấp nhiên liệu phối hợp, trên cơ sở đó thiết kế và chế tạo bộ điều khiển. Sơ đồ tổng quan của

phương pháp này được thể hiện trên Hình 1.4. Phương pháp này có thể khắc phục được các nhược điểm của phương pháp trên mà vẫn đảm bảo thiết kế bộ điều khiển chính xác.

Tín hiệu bàn đạp chân ga Tốc độ động cơ

Tín hiệu điều khiển vòi phun ethnaol Mô hình điều khiển (ECU)

Mô men động cơ Tín hiệu điều khiển tay ga bơm cao áp Mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol

Tín hiệu tốc độ động cơ, vị trí từng xy lanh, vị trí tay ga bơm cap áp, nhiệt độ động cơ, …

nhiên liệu diesel-ethanol

Hình 1.4. Sơ đồ tổng quan về thiết kế mô hình điều khiển dựa trên mô hình động cơ sử dụng lưỡng

Thông qua việc phát triển mô phỏng mô hình động cơ có thể giúp phân tích và hiểu rõ sự phức tạp ảnh hưởng đến đặc tính kinh tế và kỹ thuật của động cơ khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Đồng thời có thể sử dụng mô hình động cơ này trong việc phân tích và thiết kế hệ thống điều khiển.

Đã có nhiều công trình nghiên cứu về điều khiển động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu, tuy nhiên các công trình này tập trung nghiên cứu cho khí CNG ở dạng mô hình điều khiển [91, 93] hoặc ở dạng bộ điều khiển phụ hoặc là tích hợp cả điều khiển phun nhiên liệu diesel và nhiên liệu CNG cho động cơ diesel điều khiển điện tử [24, 88]. Cho đến nay vẫn chưa có công trình nào công bố về điều khiển động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol sử dụng loại bơm cao áp truyền thống dùng bộ điều tốc đa chế độ. Do đó để thiết kế bộ điều khiển cho động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol mà ethanol phun trên đường ống nạp từng xy lanh thì trước tiên ta cần phải hiểu được cách điều khiển của động cơ phun xăng điện tử và động cơ diesel điều khiển điện tử như Common-Rail, rồi từ đó rút ra phương pháp điều khiển cho động cơ lưỡng nhiên liệu.

20

Động cơ diesel dùng bơm cao áp phân phối với bộ điều tốc cơ khí đa chế độ (Hình 1.5), ở động cơ này chân ga người lái sẽ tác động làm thay đổi sức căng ban đầu của lò xo điều tốc, với mỗi vị trí chân ga sẽ tương ứng với một tốc độ khiến lực ly tâm của quả văng thắng lực lò xo điều tốc làm quả văng dịch chuyển thay đổi vị trí quả ga điều chỉnh giảm lượng nhiên liệu cung cấp nhờ đó điều chỉnh được tốc độ động cơ. Hình 1.6 cho ta thấy đặc tính của quả ga (lượng nhiên liệu phun) theo tốc độ động cơ và vị trí tay ga, ứng với mỗi vị trí tay ga (đường nét đứt) khi tốc độ động cơ thay đổi, vị trí quả ga sẽ thay đổi từ vị trí cấp nhiên liệu nhiều nhất xuống tới cắt nhiên liệu hoàn toàn. Từ nguyên lý trên có thể cho thấy chân ga người lái chỉ quyết định tốc độ động cơ yêu cầu mà không quyết định mức tải, với mỗi vị trí chân ga và tốc độ động cơ sẽ xác định được lượng nhiên liệu phun vào xy lanh động cơ.

Hình 1.5. Bơm cao áp phân phối

1- Trục bơm; 2- Bơm cấp liệu thấp áp; 3- Đĩa cam; 4- Quả ga; 5- Van một chiều; 6- Nối với ống cao áp; 7- Piston bơm; 8- Van điện từ cắt nhiên liệu; 9- Vít điều chỉnh toàn tải; 10- Tay điều khiển bộ điều tốc; 11- Lò xo bộ điều tốc; 12- Tay ga bơm cao áp; 13- Van an toàn; 14- Vỏ bơm.

Hình 1.6. Đặc tính của quả ga theo tốc độ động cơ và vị trí tay ga

Khác với động cơ diesel dùng bơm cao áp phân phối với bộ điều tốc cơ khí đa chế độ, trong động cơ diesel CR dùng cho phương tiện giao thông đường bộ, tín hiệu chân ga người lái lại mang thông tin về mô men yêu cầu hoặc lượng nhiên liệu yêu cầu rồi từ đó hiệu chỉnh lại theo các chế độ làm việc của động cơ như khởi động, không tải, cân bằng xy lanh …[82], biện pháp điều khiển này có nhiều ưu điểm hơn bộ điều tốc truyền thống do có thể tính toán chính xác được lượng nhiên liệu phun tối ưu theo tốc độ, mô men và các thông số khác, đồng thời nhờ biện pháp giới hạn  tại 1,1  1,2 giúp cho động cơ luôn đảm bảo chất lượng khí thải cũng như tạo cảm giác thoải mái cho người lái. Phương pháp này còn cho phép điều khiển các hệ thống phụ như tăng áp, EGR tối ưu hơn nhờ xét đến cả các yếu tố khác như nhiệt độ, áp suất…

21

Trong động cơ phun xăng điện tử, vòi phun xăng được thiết kế phun riêng từng xy lanh và phun thẳng vào xupáp nạp trong thời kỳ nén nhằm lợi dụng nhiệt của xupáp rút ngắn thời gian bay hơi nhiên liệu đảm bảo hỗn hợp là đồng nhất trược khi đi vào trong xy lanh, lượng nhiên liệu phun được tính toán dựa vào tín hiệu đo lưu lượng hoặc áp suất, nhiệt độ động cơ, nhiệt độ khí nạp và  nhằm đảm bảo tỷ số giữa không khí và nhiên liệu trong xy lanh luôn là 14,7 kg không khí /kg nhiên liệu.

Từ các nhận định trên có thể rút ra đặc điểm bộ điều khiển động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol như sau:

- Thời điểm phun ethanol của từng xy lanh được lựa chọn ở giữa quá trình nén khi xupáp nạp đã đóng nhằm tận dụng nhiệt từ xupáp để hóa hơi ethanol nhanh hơn đồng thời cần hiệu chỉnh lượng ethanol phun vào theo nhiệt độ động cơ để tránh ethanol không bay hơi kịp chảy vào trong xy lanh.

- Chân ga người lái kết nối với cảm biến vị trí và đưa tín hiệu về ECU để xác định mô men yêu cầu, tay ga của bơm cao áp được điều khiển bằng động cơ điện nhằm đảm bảo chính xác lượng phun diesel yêu cầu.

- Lượng diesel và ethanol yêu cầu phụ thuộc vào mô men yêu cầu của người lái và tốc độ động cơ, mối quan hệ này được xác định sơ bộ thông qua mô phỏng và hiệu chỉnh trên băng thử công suất với tiêu chí lượng thay thế lớn nhất với các ràng buộc:  > 1,2 (giới hạn khói đen của động cơ buồng cháy ngăn cách); không có hiện tượng kích nổ (xác định thông qua cảm biến kích nổ); đảm bảo giữ nguyên mô men và công suất giống như động cơ nguyên bản.

- Ở chế độ chuyển tiếp (tăng tốc đột ngột) do động học của quả văng điều tốc nên lượng nhiên liệu diesel sẽ cung cấp ở lượng phun lớn nhất rồi giảm về để đạt tốc độ yêu cầu theo tay ga, do đó lượng ethanol phun thời kỳ này cần hiệu chỉnh tăng dần thông qua bộ lọc bậc nhất để tránh hỗn hợp quá đậm ( < 1,2), các thông số của bộ lọc sẽ được xác định thông qua mô phỏng và thực nghiệm ở chế độ chuyển tiếp.

- Ở chế độ không phun ethanol, tín hiệu chân ga điều khiển trực tiếp bộ điều khiển tay ga bơm cao áp.

1.7. Nội dung nghiên cứu

Nội dung nghiên cứu của luận án được thể hiện trên Hình 1.7.

Từ đó cho thấy nội dung nghiên cứu được thực hiện theo trình tự như sau:

- Nghiên cứu tìm hiểu về nhiên liệu thay thế từ đó lựa chọn nhiên liệu thay thế cho động cơ diesel phù hợp điều kiện sản xuất tại Việt Nam; - Nghiên cứu tổng quan các biện pháp cung cấp ethanol cho động cơ diesel, từ đó đưa ra biện pháp áp dụng cho một động cơ diesel đang thịnh hành tại Việt Nam;

- Nghiên cứu cơ sở lý thuyết về quá trình cháy của động cơ diesel khi phun thêm nhiên liệu ethanol cũng như động học và động lực học của động cơ nhằm đưa ra các điều kiện biên cần xác định; - Thiết kế lắp đặt hệ thống phun nhiên liệu ethanol trên động cơ và lắp đặt các cảm biến phù hợp để xác định điều kiện biên của mô hình tính;

- Thực nghiệm xác định các thông số điều kiện biên và tỷ lệ thay thế ethanol lớn nhất; - Xây dựng mô hình động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol làm việc theo thời gian thực và đánh giá sai số của mô hình tính; - Thiết kế mô hình điều khiển diesel-ethanol trên mô hình động cơ phù hợp với các chế độ làm việc của động cơ;

22

- Thực nghiệm kiểm chứng mô hình điều khiển khi động cơ đặt trên băng thử, đánh giá sự ổn định của mô hình điều khiển.

Thu thập thông tin, tìm tài liệu tham khảo trong và ngoài nước.

kế

Xây dựng bộ số liệu về tỷ lệ diesel-ethanol, trong toàn bộ dải làm việc của động cơ.

Đưa ra những thay đổi về mặt kết cấu cần thiết cho động cơ nguyên bản, sử dụng băng thử động lực học và thiết bị indicating để kiểm tra lại mô hình đã thiết lập. kế Thiết chương trình điều khiển các chế độ làm việc của động cơ trên phần mềm Matlab Simulink.

Đánh giá tổng hợp về các kết quả nghiên cứu về ứng dụng cồn ethanol cho động cơ diesel thế trên giới.

Thiết chương trình điều khiển động trong cơ phòng thử, kiểm tra và hiệu chỉnh các tham số điều khiển.

Nghiên cứu cơ sở thuyết lý và mô phỏng mô hình cháy động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol trên phần mềm Matlab Simulink

Hình 1.7. Sơ đồ nội dung nghiên cứu

Thực nghiệm. Xây dựng mô hình động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu làm việc theo thời gian thực trên phần mềm Matlab Simulink.

1.8. Kết luận chương 1

Từ các kết quả nghiên cứu trong và ngoài nước cho thấy phương án sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol cho động cơ diesel bằng hai hệ thống phun riêng biệt thích hợp hơn cả khi nghiên cứu chuyển đổi động cơ diesel sang chạy lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Tuy nhiên các nghiên cứu này mới chỉ dừng ở việc đánh giá hiệu quả sử dụng ethanol cho động cơ diesel hoặc ứng dụng biện pháp điều khiển đơn giản cho động cơ diesel hoạt động ở chế độ tải ổn định, chưa có công trình công bố nào ứng dụng biện pháp sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol cho động cơ trang bị trên ôtô thường xuyên thay đổi chế độ làm việc.

Từ phân tích ưu nhược điểm của các phương pháp cung cấp ethanol như đã phân tích ở trên cho thấy phương pháp được lựa chọn là phun ethanol vào xupáp nạp là hoàn toàn khả thi.

23

Trong nghiên cứu này nghiên cứu sinh lựa chọn phương pháp mô phỏng trực tiếp trên đối tượng bằng phần mềm Matlab Simulink để xây dựng mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và thiết kế bộ điều khiển phối hợp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol của HTNL mới phù hợp với các chế độ làm việc của động cơ đảm bảo tiêu chí giữ nguyên mô men động cơ, giới hạn khói đen và không xảy ra kích nổ.

24

Việc nghiên cứu trên mô hình mô phỏng động cơ giúp rút ngắn thời gian và giảm chi phí thực nghiệm. Vì vậy việc nghiên cứu cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol là hết sức cần thiết. Điều này sẽ được trình bày cụ thể trong Chương 2.

CHƯƠNG 2 CƠ SỞ LÝ THUYẾT XÂY DỰNG MÔ HÌNH ĐỘNG CƠ SỬ DỤNG LƯỠNG NHIÊN LIỆU DIESEL- ETHANOL LÀM VIỆC THEO THỜI GIAN THỰC

2.1. Đặt vấn đề

Để xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiêu liệu diesel-ethanol và mô hình điều khiển động cơ này trước hết cần phải nghiên cứu cơ sở lý thuyết để xây dựng mô hình. Trong chương này, tác giả trình bày cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Các bước còn lại để xây dựng và đánh giá mô hình động cơ sẽ được đề cập trong Chương 3.

Hình 2.1. Sơ đồ động cơ diesel dùng bơm cao áp phân phối với bộ điều tốc cơ khí đa chế độ kết hợp thêm

hệ thống cung cấp nhiên liệu ethanol

1- Đường ống cấp nhiên liệu diesel đến bơm cao áp; 2- Bơm cao áp; 3- Lọc không khí; 4- Lọc nhiên liệu ethanol; 5- Bơm nhiên liệu ethanol; 6- Thùng chứa nhiên liệu ethanol; 7- Vòi phun ethanol; 8- Đường ống thải; 9- Buồng cháy; 10- Xupáp thải; 11- Vòi phun diesel; 12- Xupáp nạp; 13- Đường hồi nhiên liệu diesel từ vòi phun nhiên liệu diesel về bơm cao áp; 14- Đường cấp nhiên liệu diesel đến vòi phun nhiên liệu diesel; 15- Đường hồi nhiên liệu diesel về thùng chứa nhiên liệu diesel; minj_eth- Lượng nhiên liệu ethanol phun ra; mair- Lượng không khí; minj_die- Lượng nhiên liệu diesel phun ra; mexh- Lượng khí thải; Qhr- Nhiệt tỏa ra; Qht- Nhiệt truyền qua vách xy lanh; p- Áp suất xy lanh; T- Nhiệt độ buồng cháy.

Trên cơ sở động cơ diesel dùng bơm cao áp phân phối với bộ điều tốc cơ khí đa chế độ (động cơ bốn kỳ, không tăng áp), nghiên cứu sinh thiết kế thêm hệ thống cung cấp ethanol bằng phương pháp phun ethanol trên đường nạp, cụ thể sơ đồ vật lý của động cơ sau khi thiết kế thêm hệ thống cung cấp ethanol được thể hiện trên Hình 2.1.

Từ sơ đồ vật lý của động cơ ở trên, mô hình động cơ hoàn chỉnh bao gồm các mô hình sau:

- Mô hình trao đổi khí (mô hình nạp, thải);

- Mô hình cung cấp nhiên liệu (diesel và ethanol);

- Mô hình động lực học;

25

- Mô hình ma sát;

- Mô hình truyền nhiệt;

- Mô hình cháy;

- Mô hình tính toán áp suất xy lanh;

- Mô hình tính toán mô men và công suất động cơ;

- Mô hình xác định hệ số dư lượng không khí .

Vì vậy để xây dựng được các mô hình này trước tiên cần phải nghiên cứu cơ sở lý thuyết của mô hình này.

2.2. Mô hình trao đổi khí

Lượng khí vào xy lanh được xác định theo các nghiên cứu [36, 53], cụ thể là:

Khi:

γ/(γ-1) )

> ( 2 γ+1 p pa

2/γ

(γ-1)/γ

thì lượng khí vào xy lanh được xác định bằng biểu thức sau:

√ . . ( ) . [1- ( ) ] ṁ =Cf.π.Dv.Lv.pa γ (γ-1) 2 R.Ta p pa p pa

Khi tỷ số áp suất đạt đến ngưỡng tới hạn mà tại đó dòng khí đạt tốc độ âm thanh khi đi qua khe hẹp, thì lúc này lưu lượng khí sẽ không phụ thuộc vào tỷ số áp suất.

γ/(γ-1) )

≤ ( 2 γ+1 p pa

lượng khí vào xy lanh được xác định bằng biểu thức sau:

(γ+1)/(γ-1) )

√ . ( ṁ =Cf.π.Dv.Lv.pa 2 γ+1 γ R.Ta

Trong đó:

Cf-Hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp, hệ số này được xác định bằng thực nghiệm trên băng thử đo tổn thất dòng khí, hệ số này phụ thuộc vào tỷ số Lv/Dv;

Dv-Đường kính nấm xupáp (m);

Lv-Độ nâng của xupáp theo góc quay trục khuỷu (m);

Ta-Nhiệt độ khí trời (K); pa-Áp suất khí trời (N/m2); p-Áp suất xy lanh (N/m2);

26

R-Hằng số khí (J/kg.K), R=287,058 (J/kg.K);

-Chỉ số đoạn nhiệt, với không khí nạp và thải có nhiệt độ thấp nên =1,4.

Chú ý: Khi xác định lượng khí vào xy lanh trong quá trình nạp thì Ta là nhiệt độ khí trời, pa là áp suất khí trời, còn p là áp suất xy lanh. Còn khi xác định lượng khí ra khỏi xy lanh trong quá trình thải thì Ta là nhiệt độ khí thải, pa là áp suất xy lanh, còn p là áp suất ở đường ống thải.

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.1.

2.3. Mô hình hệ thống cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

Hệ thống cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bao gồm hai hệ thống làm việc độc lập: hệ thống cung cấp nhiên liệu diesel và hệ thống phun ethanol. Cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình của hai hệ thống này lần lượt được trình bày như sau:

Cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình hệ thống cung cấp nhiên liệu diesel: đây thực chất là mô hình của bơm cao áp sử dụng bộ điều tốc đa chế. Các nghiên cứu cho thấy có hai hướng xây dựng mô hình này:

Hướng thứ nhất: xác định lượng nhiên nhiệu diesel phun ở chế độ ổn định theo vị trí quả ga và tốc độ động cơ, theo nghiên cứu [47] mối quan hệ này được thể hiện theo phương trình 2.5.

ṁ inj_die=f(ℎ𝑏𝑥, ne)

Trong đó:

hbx- Vị trí quả ga (m);

ne- Tốc độ động cơ (vg/ph).

Phương trình động học bộ điều tốc được đề cập trong nhiều nghiên cứu:

Theo các nghiên cứu [85, 95] sử dụng phương trình vi phân bậc nhất (2.6) để miêu tả động học bộ điều tốc.

ż= .[d1.(neD-ne)+d2-z] 1 t

2 )

Theo nghiên cứu [92] sử dụng phương trình vi phân bậc hai (2.7) để miêu tả động học bộ điều tốc:

d3.z̈+d4.ż+(1+d5.y).(z+d6.y)-d7.ω2.z=d8.(ω2-ωD

Theo các nghiên cứu [80, 81] cũng sử dụng phương trình vi phân bậc hai (2.8) để miêu tả động học bộ điều tốc.

+d10.z+d11.z.ω2+d12.ω2+d13 dz dφ dz2 dφ2 =d9.

Trong đó:

hbx- Vị trí quả ga (mm);

z- Vị trí điều tốc (mm);

27

t- Thời gian (s);

neD- Tốc độ động cơ yêu cầu (vg/ph);

y- Vị trí tay điều khiển bơm cao áp (mm);

- Tốc độ góc (s-1);

D- Tốc độ góc yêu cầu (s-1);

d1  d13- Các hệ số được xác định bằng phương pháp tối ưu.

Hướng thứ hai: Xác định lượng nhiên liệu diesel phun ở chế độ ổn định theo vị trí tay ga và tốc độ bơm cao áp [63]. Có nghĩa là lượng nhiên liệu diesel là hàm phụ thuộc vào vị trí tay ga và tốc độ bơm cao áp np:

ṁ inj_die=f(% tay ga, np)

Trong đó: np- Tốc độ bơm cao áp (vg/ph).

Lượng nhiên liệu này được xác định bằng biện pháp thực nghiệm khi động cơ lắp trên băng thử, hoặc đo trên thiết bị cân bơm cao áp (Hình 2.2)

n u h p g n ợ ư L

) ỳ k u h c / g ( l e s e i

d

Hình 2.2. Đặc tính bơm cao áp của động cơ diesel [63]

Tốc độ bơm (vg/ph)

Hình 2.3. Mô hình bơm cao áp [63]

Dữ liệu nhiên liệu diesel phun được nhập vào mô hình ở dạng bảng tra theo các tín hiệu đầu vào là độ mở bàn đạp chân ga (APP – accelerator pedal position) và tốc độ động cơ. Độ mở bàn đạp chân ga điều khiển vị trí tay ga bơm cao áp (CLP - control lever position). Lượng nhiên liệu diesel được nội suy từ bảng tra phụ thuộc vào các tín hiệu đầu vào là CLP và tốc độ bơm. Trong đó thời gian đáp ứng của điều tốc có thể coi là hàm đáp ứng bậc hai trong mô hình bơm cao áp (system respone time). Mô hình bơm cao áp được thể hiện trong Hình 2.3.

28

Từ việc phân tích hai hướng xây dựng mô hình bơm cao áp từ các nghiên cứu khác nhau ở nước ngoài cho thấy bơm cao áp kiểu phân phối rất khó xác định vị trí quả ga ở điều kiện trong nước, do đó cơ sở xây dựng bơm cao áp được thực hiện theo hướng thứ hai, trong

đó các tham số a, b và c của hàm đáp ứng bậc hai trong mô hình bơm cao áp được xác định bằng biện pháp tối ưu dựa trên số liệu thực nghiệm quá trình chuyển tiếp.

Còn mô hình phun ethanol được xác định trên cơ sở số liệu thực nghiệm giữa lượng phun ethanol và thời gian mở vòi phun. Các dữ liệu về đặc tính của vòi phun ethanol được nhập vào mô hình dưới dạng bảng tra với đầu vào là thời gian phun ethanol và đầu ra là lượng phun ethanol.

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.2.

2.4. Mô hình động lực học

2

2.L

S

S

Chuyển vị piston (x) được xác định theo quy luật động học của cơ cấu trục khuỷu thanh truyền, các nghiên cứu [8, 9, 66] cũng đề cập đến thông số này, cụ thể như sau:

S

2

x= . {[1-cosθ]+ . [1-√1- ( .(sinθ)2]} (m) ) 2.L

Trong đó:

- Góc quay trục khuỷu (độ);

S- Hành trình dịch chuyển của piston (m);

L- Chiều dài thanh truyền (m).

Thể tích xy lanh theo góc quay trục khuỷu (V) được xác định từ chuyển vị của piston, biểu thức xác định thông số này cũng được đề cập đến trong các nghiên cứu [55, 58, 66], cụ thể là:

π.B2 4

.x (m3) V=Vc+

Trong đó:

Vc- Thể tích buồng cháy của xy lanh (m3);

B- Đường kính piston (m);

.sinθ.cosθ

dV

𝑆 2.𝐿

Tốc độ thay đổi thể tích công tác của xy lanh (dV) được xác định bằng cách đạo hàm thể tích của xy lanh theo góc quay trục khuỷu, biểu thức xác định thông số này cũng được đề cập đến trong các nghiên cứu [55, 58, 66], cụ thể là:

2

dθ

Vd 2

.(sinθ)2

√1-(

S ) 2.L

= . [sinθ+ ] (m3/độ)

Trong đó:

Vd- Thể tích công tác của xy lanh (m3);

S- Hành trình dịch chuyển của piston (m);

L- Chiều dài thanh truyền (m).

Tốc độ trung bình của piston được xác định như sau:

S.ne 30

29

(m/s) Sp=

Trong đó:

ne- Tốc độ động cơ (vg/ph)

Tốc độ động cơ được xác định từ phương trình cân bằng mô men:

dω

30

30

Ie. =Tind-Tload-Tfr dω dt

) .

= (∫

⇒ne= (∫

π

π

dt

Tind-Tload-Tfr Ie

(vg/ph) ) .

Trong đó:

Ie- Mô men quán tính của động cơ (kg.m2);

d/dt- Gia tốc góc của trục khuỷu (rad/s2);

Tind- Mô men chỉ thị của động cơ (N.m);

Tload- Mô men tải của động cơ (N.m);

Tfr- Mô men ma sát của động cơ (N.m).

Mô men quán tính của động cơ được xác định theo nghiên cứu [79]:

Ie=Icgi+Ifw=(mc+mcr).r2.nc+Ifw (kg.m2)

Trong đó:

Icgi- Mô men quán tính của trục khuỷu và các chi tiết gắn liền trên trục (kg.m2); Ifw- Mô men quán tính của bánh đà (kg.m2);

mc- Khối lượng quay của một cổ biên và má khuỷu sau quy dẫn về tâm cổ biên (kg);

mcr- Khối lượng đầu to thanh truyền (kg);

r- Bán kính quay trục khuỷu (m);

nc- Số xy lanh của động cơ.

Từ đó cho thấy để xác định được mô men quán tính của động cơ cần phải xác định được các thông số trong phương trình 2.15. Động cơ D4BB và D4CB là các động cơ diesel được sử dụng trên các ô tô Hyundai Porter và Hyundai Starex của Hãng Hyundai. Cả hai động cơ này có thống số kết cấu của cơ cấu trục khuỷu thanh truyền như nhau, mà theo nghiên cứu [13] cho thấy mô men quan tính của động cơ D4CB bằng 0,75 kg.m2. Do đó, trong luận án, mô men quán tính của động cơ D4BB cũng được lấy bằng 0,75 kg.m2.

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.3.

2.5. Mô hình ma sát

Xây dựng mô hình ma sát là cơ sở để xác định tổn thất ma sát của động cơ đốt trong nói chung trong đó có động cơ diesel. Tổn thất ma sát theo góc quay trục khuỷu bao gồm hai nhóm sau:

- Nhóm ma sát do piston chuyển động bao gồm ba loại sau:

30

 Ma sát do độ nhớt của dầu bôi trơn xéc măng;  Ma sát hỗn hợp của dầu bôi trơn xéc măng;  Ma sát của váy piston.

- Nhóm ma sát do chuyển động của các trục gồm ba loại sau:

 Ma sát của các xupáp;  Ma sát do tải và phụ tải truyền lên các cổ trục;  Ma sát do tải tác dụng lên các ổ đỡ.

Mô men ma sát do độ nhớt của dầu bôi trơn được xác định theo các nghiên cứu [35, 38, 40], cụ thể như sau:

Trvl=c1√μ.|Sp|.wor.(p+pe).(nor+0,4.ncr).B.r.|R1| (N.m)

Trong đó:

c1-Hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào hình dạng xéc măng;

-Độ nhớt động học của dầu bôi trơn động cơ (kg/ms);

Sp-Tốc độ trung bình của piston (m/s);

wor-Chiều cao của xéc măng dầu (m); p-Áp suất xy lanh (N/m2); pe-Áp suất đàn hồi tác dụng lên xéc măng (N/m2);

nor-Số lượng xéc măng dầu;

ncr-Số lượng xéc măng khí;

B-Đường kính xy lanh (m);

r-Bán kính quay trục khuỷu (m);

R1-Tham số không thứ nguyên, được xác định như sau:

1/2

2

( 1+ R1=sinθ.

{1- ( r L) .cosθ r .sin2θ} L) [ ]

Trong đó: L-Chiều dài thanh truyền (m).

Khi piston ở vị trí điểm chết trên ở kỳ cháy, màng dầu giữa piston và lót xy lanh bắt đầu bị phá vỡ do nhiệt độ và áp suất tăng lên. Do đó, ma sát là khá lớn trở thành ma sát hỗn hợp.

Mô men ma sát hỗn hợp của dầu bôi trơn xéc măng được xác định theo các nghiên cứu [35, 38, 40]:

(N.m)

Trong đó:

c2-Hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào sự tăng thêm ma sát của xéc măng khí đầu tiên do thiếu dầu bôi trơn;

wcr-Chiều cao của xéc măng khí (m);

31

Mô men ma sát của đuôi piston được xác định theo các nghiên cứu [35, 38, 40]:

(N.m)

Trong đó:

c3-Hệ số thực nghiệm tính đến ảnh hưởng của sự thay đổi của chiều dày màng dầu do sự nghiêng của piston;

-Tốc độ góc của động cơ (rad/s);

h-Chiều dày của màng dầu bôi trơn (m);

Lps-Chiều dài đuôi piston (m).

Tổn thất mô men ma sát do dẫn động xupáp được xác định theo các nghiên cứu [35, 38, 40]:

(N.m)

Trong đó:

c4-Hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào cam hoặc bề mặt dẫn động;

nvpc-Số xupáp của một xy lanh;

Nvpl-Lực đàn hồi của lò xo xupáp (N).

Tổn thất mô men ma sát do tải và phụ tải truyền lên các cổ trục được xác định theo các nghiên cứu [35, 38, 40]:

(N.m)

Trong đó: c5- Hệ số thực nghiệm.

Tổn thất mô men ma sát do tải tác dụng lên các ổ đỡ được xác định theo các nghiên cứu [35, 38, 40]:

(N.m)

Trong đó:

c6- Hệ số thực nghiệm;

rjb-Bán kính cổ trục khuỷu (mm).

Từ đó, tổng tổn thất mô men do ma sát của một xy lanh có thể được xác định như sau:

Tfr_1_cyl=Trvl+Trml+Tps+Tval+Taub+Tlb (N.m)

Tổng tổn thất mô men do ma sát của động cơ được xác định bằng biểu thức sau:

Tfr=nc.Tfr_1_cyl (N.m)

Trong đó:

32

nc-Số xy lanh.

1

Tổn thất mô men do ma sát trung bình của động cơ được xác theo biểu thức sau:

4π . ∫ Tfr 0

4.π

.dθ (N.m) Tfr̅̅̅̅=

Theo các nghiên cứu [48, 70], khi động cơ diesel làm việc ở chế độ chuyển tiếp thì tốc độ và tiêu hao nhiên liệu thay đổi liên tục theo góc quay trục khuỷu. Mô men ma sát cần được xác định nhằm xây dựng mô hình dự đoán chính xác tốc độ tức thời của động cơ từ phương trình cân bằng mô men của trục khuỷu (2.14) đã trình bày ở trên. Cũng theo các nghiên cứu này [48, 70], mô hình ma sát được sử dụng khi nghiên cứu chế độ chuyển tiếp của động cơ gọi là mô hình ma sát Rezeka–Henein đã được thể hiện từ phương trình (2.16) đến (2.22).

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.4.

2.6. Mô hình truyền nhiệt

dt

Nhiệt truyền cho xy lanh được xác định theo định luật làm mát Newton, theo các nghiên cứu [53-55] nhiệt lượng truyền cho xy lanh được xác định như sau:

dQht dθ

dQht dt

dθ

1 ωe

= . (J/rad) =A.hg.(T-Tw).

Trong đó:

A: Diện tích tức thời của thành buồng công tác xy lanh (m2); hg: Hệ số truyền nhiệt (W/m2.K);

T: Nhiệt độ khí thể trong xy lanh theo góc quay trục khuỷu (K);

Tw: Nhiệt độ vách xy lanh (K);

e: Tốc độ góc của động cơ (rad/s).

Hệ số truyền nhiệt hg có nhiều phương pháp tính khác nhau như: Annand, Woschni, Le Feuvre, Nusselt, Briling, Elser, Eichelberg, …

Trong luận án này tác giả sử dụng phương pháp Eichelberg vì phương pháp này đơn giản, phù hợp với động cơ buồng cháy ngăn cách.

Theo phương pháp này hệ số truyền nhiệt được xác định theo nghiên cứu [78]:

hg = 2,43. (p.T)1/2. (Sp)1/3 (W/m2.K)

Trong đó:

p-Áp suất xy lanh (kN/m2);

T-Nhiệt độ khí thể trong xy lanh (K);

Sp-Tốc độ trung bình của piston (m/s).

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.5.

2.7. Mô hình cháy

2.7.1. Cơ sở lựa chọn mô hình cháy

33

Mô hình cháy là một mô hình phức tạp ảnh hưởng nhiều đến độ chính xác của mô hình động cơ. Cho đến nay có ba loại mô hình cháy đã được phát triển như giới thiệu trên Hình 2.4.

Mô hình cháy

Hình 2.4. Sơ đồ các loại mô hình cháy

Mô hình đa chiều Mô hình không chiều Mô hình một chiều

Theo các phân loại trên, nếu mô hình vật lý càng phức tạp thì việc áp dụng mô hình cháy sẽ được ưu tiên theo hướng từ phải qua trái, nghĩa là “mô hình đa chiều” sẽ phản ánh chính xác nhất quá trình cháy diễn ra trong xy lanh. Tuy nhiên, để đánh giá sự ảnh hưởng của các tham số thực nghiệm đến sự tỏa nhiệt thông qua áp suất trong xy lanh thì mô hình không chiều là thích hợp nhất. Vì mô hình không chiều không quan tâm tới kích thước của dòng chảy. Khối lượng tính toán ít và phù hợp với bài toán điều khiển theo thời gian thực. Các loại mô hình cháy không chiều được thể hiện trên Hình 2.5.

Mô hình cháy không chiều

Hình 2.5. Sơ đồ các loại mô hình cháy không chiều

Mô hình cháy đa vùng Mô hình cháy hai vùng Mô hình cháy một vùng

Trong mô hình cháy một vùng, người ta giả thiết rằng môi chất trong xy lanh là một hệ nhiệt động lực học. Hệ này tiến hành một loạt các trao đổi năng lượng với môi trường xung quanh. Bằng cách áp dụng nguyên lý thứ nhất của nhiệt động học ta có thể tính toán được tốc độ tỏa nhiệt trong quá trình cháy.

Mô hình cháy hai vùng: Trong loại mô hình cháy này môi chất trong xy lanh của động cơ được chia làm hai vùng, một vùng chưa cháy và một vùng đã cháy. Các vùng này được khảo sát theo hai hệ thống nhiệt động học với năng lượng và khối lượng, tương tác giữa chúng với môi trường xung quanh và thành vách xy lanh. Tỷ lệ khối lượng đã cháy (hay áp suất xy lanh) là hàm theo góc quay trục khuỷu, sau đó số liệu tính toán bằng cách giải các phương trình đơn giản hóa từ việc áp dụng nguyên lý thứ nhất của nhiệt động học cho cả hai vùng.

34

Mô hình một và hai vùng thường được xây dựng theo trình tự được thể hiện trên Hình 2.6. Từ dữ liệu áp suất xy lanh thực nghiệm tính toán được quy luật tỏa nhiệt thực nghiệm. Từ quy luật tỏa nhiệt thực nghiệm bằng phương pháp tối ưu tham số Gradient Descent [64, 65] và sử dụng thuật toán SQP (sequential quadratic programming) để giải [64] xác định được các tham số thực nghiệm của mô hình cháy như: thời điểm bắt đầu cháy của từng giai đoạn, khoảng thời gian cháy của từng giai đoạn và phần nhiên liệu đã cháy trong từng giai đoạn. Sau đó các tham số thực nghiệm của mô hình cháy được nạp vào mô hình cháy. Tiến hành chạy mô hình cháy dự đoán được quy luật tỏa nhiệt mô hình và áp suất xy lanh mô hình, trong quá trình tối ưu quy luật tỏa nhiệt và áp suất xy lanh giữa mô hình và thực nghiệm luôn được so sánh đảm bảo sai số là nhỏ nhất.

h n á s

h n á s

o S

o S

g n ự d y â X

Mô hình cháy Dự đoán Dự đoán Áp suất xy lanh mô hình Quy luật tỏa nhiệt mô hình

Hình 2.6. Hai hướng kết hợp áp dụng mô hình cháy không chiều một vùng

Tính toán Tính toán Áp suất xy lanh thực nghiệm Các tham số thực nghiệm của mô hình cháy Quy luật tỏa nhiệt thực nghiệm

Còn mô hình cháy đa vùng phân tích thêm một bước nữa bằng cách xem xét cân đối năng lượng và khối lượng trên nhiều vùng vì vậy kết quả đạt được gần với thực tế. Theo nghiên cứu [46], cho rằng mô hình cháy đa vùng thường được ứng dụng để dự đoán quy luật cháy ở chế độ hỗn hợp đồng nhất (HCCI) dựa vào trường nhiệt độ trong xy lanh của động cơ.

Trong nội dung luận án này áp dụng mô hình cháy không chiều một vùng sử dụng phương trình Wiebe để phân tích và dự đoán quy luật của quá trình cháy trong động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Theo nghiên cứu [83], cho thấy rằng khi sử dụng mô hình không chiều tính toán tốc độ tỏa nhiệt trong xy lanh có lợi thế tính toán và xử lý hiệu quả vì sử dụng phương trình đại số để mô tả tốc độ tỏa nhiệt trong xy lanh động cơ. Đồng thời khi sử dụng mô hình này sẽ đảm bảo tính thời gian thực của mô hình, giúp cho rút ngắn thời gian thiết kế mô hình điều khiển động cơ, đảm bảo tính chính xác của mô hình và tối ưu hóa các tham số của mô hình.

2.7.2. Mô hình cháy

35

Quá trình cháy của động cơ diesel thường được chia thành hai giai đoạn cơ bản là cháy nhanh và cháy chính hay cháy khuếch tán, khi chuyển đổi sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol theo phương pháp phun ethanol trên đường ống nạp thì nhiên liệu diesel sẽ được coi là nhiên liệu cháy mồi để cho nhiên liệu ethanol cháy chính. Do đó sẽ xuất hiện thêm một quá trình cháy song song với hai quá trình trên được gọi là quá trình cháy lan tràn giống như động cơ xăng. Quan điểm này cũng tương đồng quan điểm trong nghiên cứu [34] về “Đặc điểm quá trình cháy lưỡng nhiên liệu diesel-syngas trong động cơ diesel” được thể hiện cụ thể trên các Hình 2.7 và 2.8.

) ộ đ

40% tải 60,8% syngas

C

/

B

/ J ( θ d m Q d

D A

Góc quay trục khuỷu (độ)

Hình 2.7. Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-syngas tại chế độ tải 40% với tỷ lệ syngas thay thế bằng 60,8% [34]

dQm/d- Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm; A- Thời điểm nhiên liệu diesel bắt đầu phun; B- Thời điểm nhiên liệu diesel bắt đầu cháy; C- Đỉnh của tốc độ tỏa nhiệt giai đoạn cháy nhanh của nhiên liệu diesel; D- Đỉnh của tốc độ tỏa nhiệt của giai đoạn cháy lan tràn khí syngas; dQp/d- Tốc độ tỏa nhiệt của mô hình cháy;

Hình 2.8. Tốc độ tỏa nhiệt trên mô hình của lưỡng nhiên liệu diesel-syngas sử dụng ba hàm Wiebe [34]

Qua Hình 2.7 cho thấy, giai đoạn cháy trễ (1) được tính từ lúc nhiên liệu diesel bắt đầu phun đến khi tốc độ tỏa nhiệt bắt đầu tăng lên rõ rệt. Giai đoạn cháy nhanh của nhiên liệu diesel có thể được nhận diện qua điểm đạt tốc độ tỏa nhiệt lớn nhất đầu tiên (2). Khí syngas bắt đầu cháy nhờ năng lượng cháy của nhiên liệu diesel trong giai đoạn cháy nhanh, giá trị tốc độ tỏa nhiệt lớn nhất của nhiên liệu syngas thể hiện qua điểm đạt lớn thứ hai (3). Giai đoạn cháy khuếch tán của nhiên liệu diesel được nhận diện qua điểm (4).

Hình 2.8 thể hiện thời điểm bắt đầu và kết thúc cháy của từng giai đoạn. Trong đó đầu tiên là thời điểm bắt đầu quá trình cháy nhanh của nhiên liệu diesel, tiếp theo đó lần lượt là thời điểm bắt đầu quá trình cháy của nhiên liệu syngas, thời điểm bắt đầu cháy khuếch tán của nhiên liệu diesel, thời điểm kết thúc quá trình cháy của giai đoạn cháy nhanh nhiên liệu diesel, thời điểm kết thúc quá trình cháy của nhiên liệu syngas và cuối cùng là thời điểm kết thúc quá trình cháy khuếch tán của nhiên liệu diesel.

Qua các phân tích trên cho thấy để phân tích đặc điểm quá trình cháy lưỡng nhiên liệu diesel-syngas nghiên cứu [34] sử dụng ba phương trình Wiebe. Đối với động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bằng phương pháp phun nhiên liệu ethanol vào đường ống nạp của động cơ có đặc điểm tương đồng với động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-syngas bằng biện pháp cung cấp khí syngas vào đường ống nạp của động cơ trong nghiên cứu [34]. Như vậy, có thể sử dụng ba phương trình Wiebe để phân tích đặc điểm quá trình cháy của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol, trong đó mỗi phương trình Wiebe mô tả đặc điểm của từng giai đoạn cháy gồm: giai đoạn cháy nhanh nhiên liệu diesel, giai đoạn cháy nhiên liệu ethanol, giai đoạn cháy khuếch tán nhiên liệu diesel.

mi+1 )

]

[-ai(

θ- θSOCi ∆θi

xbi=1-e

Phương trình Wiebe tính toán phần nhiên liệu đã cháy theo các nghiên cứu [27, 44, 45, 53, 86, 90]:

36

Trong đó:

θ: Góc quay trục khuỷu, (độ);

θSOCi: Thời điểm bắt đầu cháy của từng giai đoạn, (độ);

θi: Khoảng thời gian cháy của từng giai đoạn, (độ);

ai, mi: Tham số mô hình tương ứng với từng giai đoạn cháy;

i: Số hàm Wiebe.

Phần nhiên liệu đã cháy xbi có giá trị bằng 0 khi nhiên liệu chưa cháy và bằng 1 khi kết thúc quá trình cháy.

Từ phương trình Wiebe cho thấy cần phải xác định năm tham số gồm: số hàm Wiebe i, ai và mi θSOCi và θi. Trong đó cơ sở xác định số hàm Wiebe đã được trình bày ở trên, còn các tham số khác lần lượt được trình bày sau đây.

mi+1 )

]

[-ai(

θ- θSOCi ∆θi

(%)

) .dθ=1-𝑒(−𝑎𝑖)

(1-e

θSOCi+∆θi ∫ θSOCi

Cơ sở xác định tham số ai: phương trình Wiebe cho biết lượng nhiên liệu đã cháy theo góc quay trục khuỷu, bằng cách tích phân hàm Wiebe theo góc quay trục khuỷu (biểu thức 2.28) sẽ xác định được phần trăm lượng nhiên liệu đã cháy theo góc quay trục khuỷu trong từng giai đoạn:

Biểu thức 2.29 cho thấy mối quan hệ giữa tham số ai và phần trăm lượng nhiên liệu đã cháy theo góc quay trục khuỷu tính từ thời đỉểm bắt đầu đến khi kết thúc của giai đoạn cháy thứ i. Theo các nghiên cứu [44, 45, 90] có thể coi ai là thông số phản ánh hiệu suất cháy trong từng giai đoạn cháy. Vì vậy ai cần được chọn cho phù hợp. Các nghiên cứu này cũng cho thấy tham số mô hình ai được lựa chọn bằng 5 cho thấy hiệu suất cháy bằng 99,3%. Trong luận án này tham số mô hình ai cũng được lựa chọn bằng 5 cho tất cả các giai đoạn cháy.

37

Cơ sở xác định hai tham số mô hình mi: Theo các nghiên cứu [44, 45, 90] tham số mi ảnh hưởng đến quy luật năng lượng tỏa ra, cụ thể trong giai đoạn cháy nhanh giá trị của tham số mi thường được lựa chọn nằm trong khoảng từ 1,2  1,6, trong giai đoạn cháy khuếch tán giá trị của tham số mi thường được lựa chọn nằm trong khoản từ 0,5  0,8. Vì vậy giá trị của tham số mi thường được cố định tương ứng với từng giai đoạn cháy và cần phải được lựa chọn phù hợp. Để có cơ sở lựa chọn tham số mi thực sự phù hợp cho mô hình cháy thì cần phải làm rõ ảnh hưởng của mi đến quy luật năng lượng tỏa ra. Sự ảnh hưởng này được thể hiện trên Hình 2.9 và 2.10 khi lựa chọn tham số mi=1,4 cho giai đoạn cháy nhanh và mi=0,65 cho giai đoạn cháy khuếch tán, đồng thời khoảng thời gian cháy i được cố định bằng 5 (độ), thời điểm bắt đầu cháy và kết thúc cháy trong hai giai đoạn cháy là như nhau.

t ệ i

) ộ đ

) J (

/ J (

a r

h n a ỏ t

a ỏ t t ệ i

ộ đ c ố T

h N

Hình 2.9. Tốc độ tỏa nhiệt trong hai trường hợp lựa chọn tham số mô hình mi=1,4 và mi=0,65 [90]

Góc quay trục khuỷu (độ) Góc quay trục khuỷu (độ)

Hình 2.10. Nhiệt tỏa ra trong hai trường hợp lựa chọn tham số mô hình mi=1,4 và mi=0,65 [90]

Bảng 2.1. Tham số mô hình mi

Qua các Hình 2.9 và 2.10 cho thấy khi lựa chọn tham số mô hình mi có giá trị lớn thì tốc độ tỏa nhiệt nhỏ hơn, lượng nhiệt tỏa ra chậm hơn, tuy nhiên tổng lượng nhiệt tỏa ra không đổi. Từ đó cho thấy tổng lượng nhiệt tỏa ra không phụ thuộc vào tham số mi mà chỉ ảnh hưởng đến tốc độ và quy luật tỏa nhiệt. Đồng thời khi giá trị của tham số mi thay đổi cho thấy, tốc độ tỏa nhiệt có thể tập trung trong phạm vi góc quay ngắn hoặc kéo dài trong toàn bộ quá trình cháy. Vì vậy không cần phải xác định tham số mô hình mi, trong luận án này tham số mi được lựa chọn phù hợp cho các giai đoạn cháy cụ thể như bảng sau:

Tham số mô hình mi Giai đoại cháy

1,2 Giai đoạn cháy nhanh nhiên liệu diesel

0,8 Giai đoạn cháy nhiên liệu ethanol

0,6 Giai đoạn cháy khuếch tán nhiên liệu diesel

Cơ sở xác định hai tham số θSOCi và θi: theo các nghiên cứu [44, 45, 90], hai tham số này không phụ thuộc vào ba tham số còn lại. Từ đó hai tham số này có thể được xác định bằng phân tích kết quả thực nghiệm và tối ưu hóa trên mô hình động cơ vì vậy cần phải kết hợp với mô hình động cơ nên sẽ được trình bày cụ thể trong phần phân tích số liệu thực nghiệm và xây dựng mô hình động cơ ở Chương 3.

mi+1 )

]

[-ai(

θ- θSOCi ∆θi

=

.e

. (

mi )

dxbi dθ

ai(mi+1) ∆θi

θ-θSOCi ∆θi

Từ đó có thể xác định tốc độ cháy theo các nghiên cứu [44, 45, 62, 90] như sau:

Tốc độ tỏa nhiệt theo góc quay trục khuỷu trong xy lanh động cơ có thể được mô hình hóa bằng việc kết hợp các hàm Wiebe, mỗi hàm đại điện cho mỗi giai đoạn của quá trình cháy. Gọi mỗi giai đoạn cháy là i, tốc độ tỏa nhiệt tương ứng có thể được xác định bằng phương trình sau, các nghiên cứu [44, 45, 62, 90] cũng đề cập đến phương trình này.

dθ

dQhri dθ

(J/độ) = minj_j. 𝑥𝑓𝑖.LHVj. dxbi

38

Trong đó:

minj_j- Lượng nhiên liệu của loại nhiên liệu thứ j, (kg);

xfi- Phần nhiên liệu đã cháy trong mỗi giai đoạn (%);

LHVj- Nhiệt trị thấp của nhiên liệu thứ j, (J/kg).

Vì vậy, tốc độ tỏa nhiệt trong xy lanh có thể được tính toán theo phương trình sau:

dQhr dθ

dQhri dθ

= ∑ (J/độ)

Hay:

+ = minj_eth. 𝑥𝑓_𝑒𝑡ℎ.LHVeth. +minj_die. 𝑥𝑓_𝑚𝑎𝑖𝑛_𝑑𝑖𝑒.LHVdie. dQhr dθ dxb_eth dθ dxb_main_die dθ

dxb_diff_die dθ

(J/độ) minj_die. 𝑥𝑓_𝑑𝑖𝑓𝑓_𝑑𝑖𝑒.LHVdie.

Trong đó:

minj_eth-Lượng nhiên liệu ethanol (kg);

minj_die-Lượng nhiên liệu diesel (kg);

xf_eth- Phần nhiên liệu ethanol đã cháy (%);

xf_main_die- Phần nhiên liệu diesel đã cháy trong giai đoạn cháy chính (%);

xf_diff_die- Phần nhiên liệu diesel đã cháy trong giai đoạn cháy khuếch tán (%);

LHVeth-Nhiệt trị thấp của ethanol (J/kg);

LHVdie-Nhiệt trị thấp của diesel (J/kg);

dxb_eth/d-Tốc độ tỏa nhiệt của ethanol (J/độ);

dxb_main_die/d-Tốc độ tỏa nhiệt của diesel trong giai đoạn cháy chính (J/độ);

dxb_diff_die/d-Tốc độ tỏa nhiệt của diesel trong giai đoạn cháy khuếch tán (J/độ).

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.6.

2.8. Tính toán áp suất xy lanh

dU

dV

Để tính toán áp suất xy lanh ta sử dụng phương trình nhiệt động thứ nhất cho môi chất trong xy lanh được giới thiệu trong công thức sau:

dQhr dt

dt

dt

dQht dt

dmin dt

dmout dt

= +p. + (J/s) +hin. - hout.

Trong đó:

dQhr/dt: Tốc độ tỏa nhiệt theo thời gian (J/s);

dU/dt: Tốc độ biến thiên nội năng do nhiệt độ khí thay đổi (J/s); p: Áp suất xy lanh (N/m2); dV/dt: Tốc độ thay đổi thể tích công tác của xy lanh (m3/s);

dQht/dt: Tốc độ truyền nhiệt cho xy lanh (J/s);

hin: Entanpi của khí nạp (J/kg);

39

hout: Entanpi của khí thải (J/kg);

dmin/dt: Tốc độ thay đổi lượng khí nạp (kg/s);

dmout/dt: Tốc độ thay đổi lượng khí thải (kg/s).

γ

dV

1

dp

Sử dụng phương trình trạng thái khí lí tưởng p.V=m.R.T, vi phân hai vế rồi thế vào phương trình 2.34 ta được:

dQhr dt

γ-1

dt

γ-1

dt

dQht dt

dmin dt

dmout dt

= .p. + .V. (J/s) + +hin. - hout.

.p.

−

+ hout.

dp

dQhr dt

γ γ-1

dV dt

dQht ‐ dt

dmin dt

dmout dt

Hay:

dt

.V

-hin. 1 γ-1

(N/m2.s) =

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.7.

2.9. Tính toán mô men và công suất động cơ

(

).sin(2.θ)

r L

Mô men chỉ thị của động cơ Tind được xác định theo nghiên cứu [99], cụ thể là:

2

.sin2θ

2.√1-(

)

r L

] (N.m) Tind=(p-pa).Ahp.r. [sinθ+

Trong đó:

Ahp-Diện tích đỉnh piston (m2).

r-Bán kính quay của trục khuỷu (m);

L-Chiều dài thanh truyền (m).

Mặt khác mô men chỉ thị được xác định bằng biểu thức sau:

Tind=Tb+Tfr (N.m)

Trong đó:

Tb-Mô men có ích của động cơ (N.m).

Công suất chỉ thị của động cơ Pind được xác đinh như sau:

Pind=2.π.ne.Tind (W)

Trong đó:

ne-Tốc độ động cơ (vg/s);

Công suất có ích của động cơ được xác định bằng biểu thức sau:

Pb=2.π.ne.Tb (W)

Áp suất có ích trung bình của động cơ (BMEP) được xác định như sau:

Pb.nR Vd.nc.ne

2.π.Tb.nR Vd.nc

40

BMEP= = (N/m2)

Trong đó:

nR-Số vòng quay hoàn thành một chu kỳ công tác của động cơ, đối với động cơ 4 kỳ nR=2.

Công chỉ thị được xác định theo nghiên cứu [36, 55]:

Wind= ∮ p.dV (J)

Trong đó:

dV-Lượng biến thiên thể tích xy lanh (m3).

Áp suất chỉ thị trung bình (IMEP) được xác định như sau:

Wi Vd

IMEP= (J/m3)

Trong đó:

Vd-Thể tích công tác của xy lanh (m3).

Công tổn thất do ma sát của động cơ Wfr được xác định như sau:

Wfr=Wind-Wb (J)

Trong đó:

Wb-Công có ích của động cơ (J).

Tốc độ sinh công có ích của động cơ được xác định như sau:

dWb dθ

=2.π.Tb.ne (J/độ)

Trong đó:

ne được qui đổi ra đơn vị là (vg/ph)

Áp suất tổn thất trung bình do ma sát của động cơ (FMEP) được xác định như sau:

FMEP=IMEP-BMEP (N/m2)

Công suất động cơ được xác định như sau:

P= W.ne nR

Trong đó:

W-Công của động cơ (J);

ne-Qui đổi ra đơn vị là (vg/s).

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.8.

2.10. Xác định hệ số dư lượng không khí và tỷ lệ ethanol thay thế

41

Hệ số dư lượng không khí  được xác định theo các nghiên cứu [58], cụ thể là:

mair λ=

die

eth

minj_die. ( +minj_eth. ( A F) A F)

Trong đó:

mair-Lượng không khí nạp vào xy lanh (kg);

minj_die-Lượng nhiên liệu diesel (kg);

minj_eth-Lượng nhiên liệu ethanol (kg);

A )

F

die

-Tỷ lệ không khí nhiên liệu diesel; (

A )

F

eth

-Tỷ lệ không khí nhiên liệu ethanol. (

Tỷ lệ ethanol thay thế tính theo khối lượng được xác định bằng biểu thức sau:

minj_eth minj_eth+minj_die

ED= .100 (%)

Mô hình được thực hiện bằng phần mềm Matlab Simulink thể hiện trong Phụ lục 2.9.

2.11. Kết luận chương 2

Trên cơ sở nội dung đã trình bày ở trên, có thể rút ra một số kết luận chính của chương, cụ thể như sau:

Việc phát triển mô hình có thể giúp phân tích và hiểu rõ sự phức tạp ảnh hưởng đến đặc tính, hiệu suất và phát thải của động cơ khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Đồng thời có thể sử dụng mô hình động cơ này trong việc phân tích và thiết kế hệ thống điều khiển.

Xây dựng được các mô hình thành phần của động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bao gồm: mô hình trao đổi khí; mô hình hệ thống cung cấp nhiên liệu; mô hình động lực học; mô hình ma sát; mô hình truyền nhiệt; mô hình cháy; tính toán áp suất xy lanh; tính toán mô men và công suất động cơ; xác định hệ số dư lượng không khí  và tỷ lệ ethanol thay thế.

42

Trên cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình động cơ đã trình bày trên cho thấy để hoàn thiện mô hình cần phải xác định hai tham số của phương trình Wiebe là θSOCi, θi, hệ số lưu lượng và tổn thất của dòng khí đi qua xupáp bằng phân tích số liệu thực nghiệm và tối ưu hóa trên mô hình động cơ vì vậy cần phải kết hợp với mô hình động cơ để xác định. Nội dung ứng dụng phần mềm Matlab Simulink nghiên cứu xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và xác định hai tham số trên sẽ được trình bày cụ thể trong Chương 3.

CHƯƠNG 3 ĐỘNG CƠ LƯỠNG NHIÊN LIỆU DIESEL-

ETHANOL VÀ MÔ HÌNH MÔ PHỎNG

3.1. Đặt vấn đề

Như đã trình bày trong nội dung Chương 2, mục đích xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol là để tạo tiền đề cho việc thiết kế mô hình điều khiển động cơ nhằm rút ngắn thời gian thiết kế cũng như giảm chi phí thực nghiệm. Vì vậy trên cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình động cơ đã trình bày trong Chương 2, nghiên cứu sinh thực hiện thiết kế hệ thống cung cấp nhiên liệu, xây dựng mô hình động cơ và bộ điều khiển phối hợp lượng nhiên liệu diesel và ethanol. Nội dung thiết kế hệ thống cung cấp nhiên liệu, xây dựng mô hình động cơ, mô hình bộ điều khiển và kết quả mô phỏng động cơ, mô hình bộ điều khiển phối hợp lượng nhiên liệu diesel và ethanol, đánh giá độ tin cậy của mô hình, phương pháp xác định hai tham số θSOCi và θi sẽ lần lượt trình bày sau đây.

3.2. Đối tượng nghiên cứu

Bảng 3.1. Các thông số kỹ thuật của nhiên liệu diesel và ethanol [30, 73, 105]

Nghiên cứu sử dụng hai loại nhiên liệu là diesel và ethanol với một số tính chất cơ bản được trình bày trong Bảng 3.1.

Thông số Diesel Ethanol

Khối lượng riêng ở 20oC (kg/m3) 856 785

14,7 8,96 Hệ số không khí trên nhiên liệu (kgkk/kgnl)

Nhiệt trị thấp (MJ/kg) 42,5 26,87

Nhiệt hóa hơi (kJ/kg) 270 840

Nhiệt độ tự cháy (K) 500 665

Trị số xêtan 45 ÷ 50 5 ÷ 8

Trị số ốc tan 3 111

Hàm lượng cácbon (% khối lượng) 87 52,2

Hàm lượng hyđrô (% khối lượng) 13 13

Hàm lượng oxy (% khối lượng) 0 34,8

Bảng 3.2. Những thông số cơ bản của động cơ D4BB [52]

43

Động cơ thực nghiệm được lựa chọn là động cơ diesel D4BB bốn xy lanh, 4 kỳ, buồng cháy ngăn cách IDI (Indirect Injection), sử dụng bơm phân phối lắp trên xe tải 1,25 tấn của hãng Hyundai đang được sử dụng phổ biến ở Việt Nam, các thông số cơ bản của động cơ được trình bày trong Bảng 3.2. Đây là loại động cơ làm mát bằng dung dịch làm mát, thứ tự làm việc 1-3-4-2, không có ECU điều khiển mà chỉ có van điện từ tắt máy (van điện từ cắt nhiên liệu diesel).

Thông số Giá trị

Kiểu động cơ Động cơ diesel 4 kỳ, bốn xy lanh thẳng hàng, 8 xupáp, buồng cháy ngăn cách.

Đường kính/hành trình B/S (mm) 91,1/100

Dung tích xy lanh (cm3) 2607

Công suất lớn nhất (kW – vg/ph) 59 - 4000

Mô men lớn nhất (N.m – vg/ph) 170 - 2200

Tỷ số nén ε 22

Áp suất phun diesel (kPa) 12800

Dải tốc độ làm việc (vg/ph) 750  4200

Mô men lớn nhất của động cơ D4BB bằng 170 N.m tại số vòng quay 2200 vg/ph thể hiện trong Bảng 3.2 được tham khảo theo tài liệu của hãng đối với động cơ mới. Trong quá trình thực nghiệm, NCS được sự tạo điều kiện của Bộ môn Động cơ Đốt trong – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội cho dùng động cơ diesel D4BB đã qua sử dụng nên mô men lớn nhất chỉ còn đạt được 165 N.m tại số vòng quay 2000 vg/ph.

3.3. Thiết kế hệ thống cung cấp nhiên liệu

Hệ thống phun ethanol, hệ thống điều khiển phun và vị trí lắp vòi phun

Sơ đồ hệ thống cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol được thể hiện trên Hình 3.1 và Hình 3.3.

44

Trong quá trình thực nghiệm tác giả sử dụng vòi phun của động cơ xăng có dung tích công tác 2000 (cm3) để phun ethanol. Đây là vòi phun kiểu điện từ được điều khiển phun bằng ECU MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C của hãng Woodward. Áp suất phun ethanol được tạo ra nhờ bơm ethanol và luôn được duy trì ổn định ở mức 2,5 kg/cm2. Hình ảnh lắp đặt vòi phun ethanol trên đường nạp của động cơ được thể hiện trên Hình 3.2.

Các thông số đầu vào của ECU, hệ thống cung cấp, vị trí lắp vòi phun ethanol, bố trí động cơ điều khiển ga và cảm biến vị trí tay ga được giới thiệu trên các Hình 3.1 đến 3.3.

Sơ đồ bố trí, lắp đặt vòi phun ethanol trên đường ống nạp của động cơ

1- Lọc ethanol; 2- Đường ống hồi ethanol; 3- Tín hiệu điều khiển vòi phun ethanol; 4- Đường ống dẫn ethanol từ bơm đến các vòi phun ethanol; 5- Các vòi phun ethanol; 6- Đường ống nạp của động cơ; 7- Động cơ diesel D4BB.

Sơ đồ bố trí động cơ điều khiển ga và cảm biến vị trí tay ga

45

Vòi phun ethanol và động cơ điều khiển tay ga bơm cao áp được điều khiển bởi ECU. ECU điều khiển phối hợp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol đảm bảo bảo giữ mô men động cơ là hằng số tương ứng với từng chế độ ổn định. Để thực hiện việc này thông thường phải sử dụng các phần mềm chuyên dụng, tuy nhiên nghiên cứu sinh chọn phần mềm Matlab Simulink với lý do là có thể biên dịch trực tiếp chương trình điều khiển từ mô hình bộ điều khiển mà không phải tự viết code. Chương trình điều khiển sau khi biên dịch được nạp vào ECU MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C của hãng Woodward (đây là ECU trắng).

1- Tín hiệu điều khiển; 2- Động cơ kéo ga; 3- Cáp kéo ga; 4- Bơm cao áp; 5- Cảm biến ga; 6- Động cơ diesel D4BB; 7- Các vòi phun diesel; 8- Các đường ống cao áp.

Trong quá trình thực nghiệm, nghiên cứu sinh sử dụng động cơ điều khiển ga của BMW, về bản chất thiết bị này bao gồm động cơ điện một chiều kéo ga và cảm biến vị trí kiểu biến trở. Động cơ điện một chiều điều khiển lực kéo bằng cách thay đổi độ rộng xung điều khiển PWM, tín hiệu vị trí của động cơ kéo ga được phản hồi về bộ điều khiển vòng kín PID để hiệu chỉnh lại vị trí ga.

3.4. Trang thiết bị nghiên cứu

Các trang thiết bị được sử dụng trong nghiên cứu đều là những trang thiết bị hiện đại được cung cấp đồng bộ bởi hãng AVL (Cộng hòa Áo) và của các hãng Woodward (Mỹ) và Bosch (Đức). Các trang thiết bị được sử dụng trong nghiên cứu được lắp đặt tại Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong - Viện Cơ khí Động lực - Trường Đại học Bách khoa Hà Nội, Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong - Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận Tải và Học Viện Kỹ thuật Quân sự. Các trang thiết bị được sử dụng trong nghiên cứu đã và đang được nhiều nhà khoa học trong và ngoài nước sử dụng trong nghiên cứu phát triển động cơ đốt trong do chúng đảm bảo độ tin cậy cao.

Sơ đồ bố trí thiết bị thực nghiệm

1- Cảm biến nhiệt độ nhiên liệu diesel; 2-Bơm cao áp; 3- Cảm biến vị trí ga; 4- Lọc không khí; 5- Bơm ethanol; 6- Thùng chứa ethanol; 7- Lọc ethanol; 8- Cảm biến lưu lượng không khí; 9- Cảm biến kích nổ; 10- Cảm biến trục cam; 11- Cảm biến tốc độ động cơ; 12- Cảm biến nhiệt độ dung dịch làm mát ra khỏi động cơ; 13- Thiết bị cung cấp và điều khiển nhiệt độ dung dịch làm mát động

46

Sơ đồ bố trí và kết nối các trang thiết bị được sử dụng trong nghiên cứu được giới thiệu trên Hình 3.4.

cơ;14- Cảm biến nhiệt độ dung dịch làm mát vào động cơ; 15- Cảm biến ; 16- Cảm biến áp suất xy lanh; 17- Vòi phun diesel; 18- Vòi phun ethanol; 19- Máy tính; 20- Thiết bị phân tích khí xả; 21- Thiết bị xử lý trung tâm; 22- Thiết bị đo áp suất xy lanh; 23- Thiết bị cung cấp, đo tiêu hao và điều chỉnh nhiệt độ nhiên liệu; A-Tín hiệu vào; B-Tín hiệu ra; ECU- Bộ điều khiển điện tử.

Các trang thiết bị được sử dụng trong nghiên cứu thực nghiệm động cơ được giới thiệu lần lượt sau đây.

3.4.1. Băng thử tính năng động lực cao (AVL APA 100)

Phanh điện AVL APA 100 có thể hoạt động được ở chế độ phanh điện và động cơ điện. Tác dụng tương hỗ giữa lực từ của stato và rotor sẽ tạo ra tải trọng cho động cơ hoặc kéo động cơ đốt trong quay. Vỏ stato do được đặt trên hai gối đỡ nên cũng có xu hướng quay theo. Một cảm biến lực (loadcell) giữ vỏ stato ở vị trí cân bằng và xác định giá trị lực tương hỗ này. Tốc độ quay của băng thử được xác định bằng cảm biến tốc độ kiểu encoder. Công suất lớn nhất của băng thử ở chế độ động cơ điện là 200kW, ở chế độ phanh điện là 220kW trong dải tốc độ từ 2250 đến 4500 vòng/phút, tốc độ cực đại 8000 vòng/phút. Băng thử được trang bị các hệ thống điều khiển, xử lý số liệu tự động và hiển thị kết quả, mô hình hoá như PUMA, EMCON 300, Concerto và ISAC 300, giúp cho quá trình điều khiển được dễ dàng và bảo đảm kết quả thực nghiệm chính xác.

Động cơ diesel D4BB lắp trên băng thử dùng Phanh điện AVL APA 100

1- Phanh điện AVL APA 100; 2- Các khớp các đăng; 3- Bánh đà; 4- Động cơ diesel D4BB.

Hình ảnh của phanh điện APA 100 được thể hiện trên Hình 3.5.

3.4.2. Thiết bị cung cấp, đo tiêu hao nhiên liệu diesel kiểu khối lượng AVL 733S và điều khiển nhiệt độ nhiên liệu diesel AVL 753

Thiết bị được dùng để cung cấp, đo tiêu hao nhiên liệu diesel và điều khiển nhiệt độ nhiên liệu cấp cho động cơ thực nghiệm trên băng thử. Kết hợp hai thiết bị AVL 733S và AVL 753 đảm bảo độ chính xác ngay cả khi tiêu hao nhiên liệu động cơ thấp và thời gian đo nhỏ.

47

Thiết bị đo tiêu hao nhiên liệu kiểu khối lượng AVL Fuel Balance 733S sử dụng nguyên lý đo trọng lượng, do vậy khắc phục được sai số khi nhiệt độ của nhiên liệu thay đổi trong quá trình đo. Dải đo thông dụng của AVL Fuel Balance 733S từ 0 ÷ 150 kg/h. Đường

ống cấp nhiên liệu của thiết bị được nối với đường nhiên liệu vào bơm cao áp của động cơ, đường ống hồi nhiên liệu của bơm cao áp được nối với đường hồi nhiên liệu của thiết bị.

Bảng 3.3. Thông số thiết bị đo tiêu hao nhiên liệu AVL733S và AVL 753 [108]

Một số thông số cơ bản của thiết bị AVL Fuel Balance 733S được thể hiện trong Bảng 3.3.

Thông số Giá trị

Dải đo 0  150 kg/h

1800 g Lượng nhiên liệu trong thùng chứa

Sai số 0,12 %

Nhiệt độ môi trường 0  60 oC

Phạm vi điều khiển nhiệt độ nhiên liệu -10  70 oC

Áp suất nhiên liệu cung cấp 0,1  0,8 bar

Điện áp hoạt động 24 V ± 0,5 VDC

Dòng điện tiêu thụ 1,6 A

3.4.3. Thiết bị cung cấp và điều khiển nhiệt độ dung dịch làm mát động cơ AVL 553

Bảng 3.4. Thông số cơ bản của thiết bị AVL 553

Thiết bị AVL 553 dùng để cung cấp dung dịch làm mát và điều khiển nhiệt độ dung dịch làm mát động cơ theo yêu cầu thực nghiệm. Các thông số cơ bản của thiết bị được thể hiện cụ thể như Bảng 3.4.

Thông số Giá trị

Dải nhiệt độ động cơ 70 ÷ 120 oC

Công suất trao đổi nhiệt 18 kW

Lưu lượng 15 m3/h

Nhiệt độ mạch sơ cấp 20 ÷ 125 oC

Nhiệt độ mạch thứ cấp 5 ÷ 85 oC

Áp suất vòng nước làm mát thứ cấp 8 bar

48

Sơ đồ lắp đặt thiết bị thể hiện trên Hình 3.6.

Hệ thống làm mát nước AVL 553

Chất lỏng làm mát sau khi đi làm mát cho động cơ, được đưa về thiết bị AVL 553 theo đường B, và từ AVL 553 đến làm mát động cơ theo đường A. Còn đường làm mát của thiết bị theo đường vào C, ra ở đường D.

3.4.4. Thiết bị phân tích khí xả AVL CEB-II

Tủ AVL CEB-II

1- Máy tính; 2- Khối SCU; 2a- Khối làm nóng; 2b- Khối làm lạnh; 2c- Khối điều khiển SCU; 2d- Vùng dành cho ERG; 3- Vùng đặt các bộ phân tích; 4- Bảng đồng hồ khí; 5- Công tắc hệ thống; 6- Khối chẩn đoán; 7- Các đường khí và nguồn điện.

Tủ phân tích khí xả CEB-II (Hình 3.7) là hệ thống phân tích khí thải bao gồm toàn bộ các môđun thực hiện quá trình phân tích các thành phần khí thải (các bộ phân tích) và các thiết bị đảm bảo điều kiện làm việc chính xác của hệ thống như: khối làm nóng (HSU), khối chuẩn đoán, khối điều khiển… Ngoài ra, tủ phân tích còn được lắp đặt một máy tính công nghiệp với phần mềm điều khiển GEM110. Việc kết nối máy tính điều khiển với các bộ phân tích được thực hiện thông qua các tín hiệu số, tùy thuộc vào bộ phân tích mà có thể kết nối với máy tính qua mạng CAN, LAN hay qua cáp nối tiếp RS232. Các bộ phân tích lắp đặt trong tủ CEB-II để đo các thành phần khí thải như: CO, CO2, NO, NOx, HC, đồng thời còn đo được λ.

49

3.4.5. Bộ điều khiển vòi phun ethanol

ECM MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C [110]

Vòi phun ethanol được điều khiển bởi ECU MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C của hãng Woodward và được xây dựng đặc tính mối quan hệ giữa thời gian phun và lượng phun trước khi lắp lên động cơ. ECU ECM‐0565‐128‐0702‐C được giới thiệu trên các Hình 3.8.

Đặc điểm: đây là bộ điều khiển điện tử (ECM-Electronic Control Unit) sử dụng bộ vi xử lý 32 bit tốc độ cao bộ nhớ lớn, kết hợp với trình dịch Motohawk cho phép dịch từ Matlab Simulink sang ngôn ngữ máy Assembler. Nhờ ưu điểm này người thiết kế có thể mô phỏng tối ưu chương trình điều khiển trên Matlab Simulink và gửi trực tiếp sang ECM mà không cần công đoạn trung gian là tự viết code, giúp cho tính thời gian thực của chương trình được đảm bảo. ECM có thể hoạt động chính xác trong các điều kiện khắc nghiệt, có khả năng điều khiển các tín hiệu phức tạp, tần số cao và cho phép kết nối với máy tính, các thiết bị chẩn đoán và các ECU trên xe khác thông qua cổng CAN 2.0B [110].

Thông số kỹ thuật cơ bản của ECM‐0565‐128‐0702‐C [110]:

 Bộ xử lý: Freescale MPC565, 56 MHz.

 Bộ nhớ: 1M Flash, 36K RAM, 8K Serial EEPROM, 64Kx8 Parallel EEPROM, 512K External RAM.

 Điện áp hoạt động: 9 ÷ 32V DC.

 Nhiệt độ hoạt động: -40oC ÷ 105oC (Đối với động cơ hàng hải). Đầu nối kín: có thể hoạt động dưới độ sâu 3 m (10 fit).

 Nhiệt độ lưu trữ: -40oC ÷ 125oC.

 Khả năng chống ẩm: 85% tại 85oC cho 1000h làm việc.

Để thu nhận các thông số làm việc và thông số điều chỉnh của ECU, hãng Woodward cung cấp phần mềm Mototune. Phần mềm này cho phép liên tục đọc và ghi theo thời gian thực các thông số đầu vào, ra và giá trị tính toán trong ECU thông qua cổng CAN. Các thông số đầu vào của ECU bao gồm: tốc độ động cơ, vị trí tay điều khiển bơm cao áp, , kích nổ; các thông số tính toán trong ECU như: lượng diesel yêu cầu, lượng ethanol yêu cầu, mô men yêu cầu, thời gian mở vòi phun ethanol… và cho phép hiệu chỉnh lại các tham số điều khiển như MAP lượng phun diesel yêu cầu, MAP lượng ethanol yêu cầu, MAP mô men yêu cầu …

50

Để sử dụng được các phần mềm này thì cần phải có USB chứa mã bản quyền (Hard Lock) kết nối với máy tính qua cổng USB. Hình ảnh tổng quan kết nối bộ điều khiển MotoHawk với đối tượng điều khiển, máy tính với công cụ Mototune đương thể hiện trên Hình 3.9.

Hình ảnh tổng quan kết nối bộ điều khiển MotoHawk với công cụ Mototune

3.4.6. Cảm biến áp suất xy lanh AVL QC33C

Áp suất xy lanh là thông số rất quan trọng trong việc phân tích quá trình cháy trong xy lanh động cơ, cũng như dùng đánh giá hiệu quả của quá trình cháy, độ ồn động cơ, tốc độ thay đổi áp suất và hiệu quả làm việc của động cơ.

Bảng 3.5. Thông số cơ bản của cảm biến áp suất QC33C [106, 109]

Có nhiều loại cảm biến có thể đo được diễn biến áp suất trong xy lanh. Trong luận án này, nghiên cứu sinh sử dụng cảm biến áp suất xy lanh QC33C của hãng AVL. Loại cảm biến này được làm mát bằng nước. Các thông số cơ bản của cảm biến này được thể hiện cụ thể trong Bảng 3.5.

Thông số Giá trị Ghi chú

Dải đo 0  200 bar

Quá tải 260 bar

Tuổi thọ Chu kỳ tải  107

Độ nhạy 28 pC/bar Danh nghĩa

Độ tuyến tính FSO  ± 0,2%

Tần số 70 kHz

Nhiệt độ làm việc  400oC

51

Hình ảnh của cảm biến áp suất xy lanh QC33C được thể hiện trên Hình 3.10.

Cảm biến QC33C

3.4.7. Thiết bị đo áp suất xy lanh AVL 620 Indiset

Bảng 3.6. Bảng thông số cơ bản của thiết bị AVL 620 Indiset

Thiết bị AVL 620 Indiset với phần mềm Indiwin có chức năng đo diễn biến áp suất trong xy lanh theo thời gian thực hoặc góc quay trục khuỷu, đồng thời đo độ rung động cơ. Thiết bị này cho phép nghiên cứu tỷ lệ nhiên liệu cháy theo góc quay trục khuỷu, nghiên cứu tốc độ tỏa nhiệt của nhiên liệu. Đồng thời có thể nghiên cứu ảnh hưởng của quá trình phun nhiên liệu, góc phun sớm đến khả năng cháy của nhiên liệu. Các thông số cơ bản của thiết bị này được thể hiện trong Bảng 3.6.

Thông số Giá trị

Số kênh đo 8

Điện áp làm việc DC 22  28 V

Phần mềm điều khiển Indiwin

Thiết bị AVL 620 Indiset

Hình ảnh thiết bị AVL 620 Indiset thể hiện trong Hình 3.11.

3.4.8. Cảm biến kích nổ

Bảng 3.7. Thông số cơ bản của cảm biến kích nổ

Cảm biến kích nổ được sử dụng để đo rung động của động cơ, cảm biến này được bố trí lắp đặt trên nắp máy của động cơ. Cảm biến kích nổ được sử dụng trong nghiên cứu là cảm biến kích nổ của hãng DelPhi, các thông số cơ bản của cảm biến này được thể hiện trên Bảng 3.7. Hình ảnh bố trí lắp đặt cảm biến này trên động cơ D4BB được thể hiện trên Hình 3.12.

Thông số Giá trị

52

Điện áp đầu ra Giá trị trung bình bằng 27 ± 10 mV/g

Thông số Giá trị

Dải nhiệt độ làm việc -40oC  150oC

Dải đo 1  18 kHz

Cảm biến kích nổ

Hình ảnh bố trí lắp đặt cảm biến kích nổ trên động cơ D4BB

3.4.9. Cảm biến lambda LSU 4.9

Cảm biến này được sử dụng để đo thông số hệ số dư lượng không khí  trong khí xả, được bố trí lắp đặt tại đầu ra của cụm đường ống thải động cơ.

Bảng 3.8. Thông số cơ bản của cảm biến LSU 4.9 [31]

Cảm biến được thiết kế để đo hệ số dư lượng không khí  trong khí xả của động cơ đốt trong (động cơ xăng hoặc động cơ diesel). Đây là loại cảm biến dải rộng có dải đo  từ 0,65  10,1. Thông số cơ bản của cảm biến được thể hiện trong Bảng 3.8.

Thông số Giá trị

Dải đo  0,65  10,1

Nhiên liệu tương thích Xăng/Diesel/E85

Áp suất khí xả  2,5 bar

Nhiệt độ khí xả  930 oC

Điện áp nguồn cấp 10,8  16,5 V

Cảm biến LSU 4.9

Hình ảnh cảm biến lambda LSU 4.9 được thể hiện như Hình 3.13.

3.5. Qui trình và chế độ thực nghiệm động cơ

53

Động cơ được đặt trên băng thử động lực học cao APA 100 thuộc Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội. Đi kèm là các thiết bị đo kiểm bao gồm: thiết bị đo tiêu hao và điều chỉnh nhiệt độ nhiên liệu kiểu khối lượng AVL 733S và 735S; cảm biến áp suất xy lanh QC33C và thiết bị thu nhận dữ liệu Indicating với phần mềm Indiwin có chức năng đo diễn biến áp suất trong xy lanh theo góc quay trục khuỷu; thiết bị cung cấp và điều chỉnh nhiệt độ nước làm mát AVL 553; vòi phun ethanol và độ mở tay ga của bơm cao áp được điều khiển bởi ECU MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C [110] của hãng Woodward với đặc tính mối quan hệ giữa thời gian phun và lượng phun được xây dựng trước khi lắp lên động cơ (Hình 3.4).

Chế độ thực nghiệm ổn định: chế độ thực nghiệm này được tiến hành tại Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội. Mục đích việc thực nghiệm ở chế độ này là nhằm xác định lượng ethanol thay thế lớn nhất cũng như xác định các tham số cho quá trình cháy, do đó quá trình tiến hành như sau:

Thứ nhất: tải của động cơ được lựa chọn ở 100%, 75% và 50% của giá trị mô men lớn nhất khi thực nghiệm động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc, cụ thể là 165, 121 và 81(Nm) trong hai trường hợp: tốc độ động cơ được cố định tại vùng mô men lớn nhất 2000 vg/ph và tốc độ động cơ thay đổi từ 1000  3500 vg/ph với bước nhảy 500 vg/ph.

Thứ hai: thời điểm bắt đầu phun ethanol của từng vòi phun được điều khiển độc lập tại vị trí cuối nén đầu cháy của mỗi xy lanh và phun lên xupáp nạp nhằm tận dụng nhiệt của xupáp giúp ethanol bay hơi tốt hơn.

Thứ ba: lượng ethanol thay thế được điều khiển tăng lên bao nhiêu thì lượng diesel được điểu khiển giảm đi tương ứng và ngược lại bằng cách điều khiển ga để đảm bảo cố định mô men lần lượt ở 100%, 75% và 50%. Đồng thời lượng ethanol thay thế lớn nhất được giới hạn tại hệ số  lớn hơn hoặc bằng 1,2 và hiện tượng kích nổ xác định từ cảm biến kích nổ gắn trên động cơ. Góc phun sớm diesel bằng 15 (độ) trước điểm chết trên.

Thứ tư: giá trị áp suất trong xy lanh trong quá trình thực nghiệm được ghi nhận bằng thiết bị thu nhận dữ liệu Indicating với phần mềm Indiwin có chức năng đo diễn biến áp suất trong xy lanh theo góc quay trục khuỷu.

Thứ năm: quá trình thực nghiệm lưỡng nhiên liệu được tiến hành khi nhiệt độ động cơ đạt tới 70oC nhằm đảm bảo ethanol bay hơi hoàn toàn trước khi đi vào trong xy lanh. Chế độ thực nghiệm này được tiến hành trên băng thử AVL trường Đại học Bách khoa Hà Nội.

Thực nghiệm chế độ chuyển tiếp: chế độ thực nghiệm này được tiến hành tại Phòng thí nghiệm Động cơ đốt trong, Trường Đại học Công nghệ Giao thông Vận tải. Mục đích việc thực nghiệm chế độ chuyển tiếp là nhằm xác định đặc tính động học của bộ điều tốc bơm cao áp.

54

Hình 3.14 cho thấy đặc tính lý thuyết của bơm cao áp, thể hiện mối quan hệ giữa vị trí tay ga 0%  100%, tốc độ bơm và lượng nhiên liệu phun. Ví dụ quả ga đang điều chỉnh lượng nhiên liệu ở vị trí tốc độ ổn định ứng với điểm A tương ứng 10% vị trí tay ga. Nếu tay ga đột ngột tăng từ vị trí 10% lên vị trí 80%, ngay lập tức quả ga sẽ tăng lên vị trí có lượng nhiên liệu cung cấp lớn nhất, lúc này động cơ sẽ tăng tốc. Quả ga sẽ duy trì ở vị trí lớn nhất cho đến khi nào tốc độ bơm đạt đến tốc độ yêu cầu, khi đó điều tốc bắt đầu dịch chuyển quả ga giảm lượng nhiên liệu phun nhằm làm giảm tốc độ động cơ. Điều tốc tiếp tục dịch chuyển quả ga về phía cắt nhiên liệu cho đến khi nào lượng nhiên liệu phun giữ được tốc độ yêu cầu. Nếu tốc độ động cơ thay đổi do thay đổi tải, thì điều tốc sẽ điều chỉnh quả ga đến vị trí tăng hoặc giảm lượng nhiên liệu để giữ được tốc độ yêu cầu. Dựa vào ví dụ trên cho thấy khi đạp ga đột ngột thì điều tốc chỉ làm việc khi mà tốc độ động cơ đạt đến tốc độ yêu cầu, nếu chưa đạt thì điều tốc vẫn chưa làm việc.

Từ đặc điểm này cho thấy để xác định được đặc tính động học của bộ điều tốc thì tay ga cần phải kéo nhanh sao cho tay ga ổn định khi tốc độ động cơ chưa đạt đến tốc độ yêu cầu để thể hiện rõ được sự ảnh hưởng của điều tốc đến biến thiên tốc độ động cơ.

Trong các phương trình động học của bộ điều tốc cũng cho thấy ảnh hưởng của các tốc độ động cơ khác nhau đến động học của bộ điều tốc. Do đó thực nghiệm cần chia nhiều mức tốc độ yêu cầu khác nhau hay nói cách khác là vị trí tay ga khác nhau để thể hiện được ảnh hưởng của tốc độ động cơ đến đáp ứng của bộ điều tốc.

Để đáp ứng được các vấn đề nêu trên thì quá trình thực nghiệm chế độ chuyển tiếp có đặc điểm như sau:

Thứ nhất: đặc tính kéo tay ga cần phải lập trình chính xác theo thời gian đảm bảo đồng bộ các thông số của bộ điều khiển và băng thử công suất, đặc tính này được thiết lập trong chương trình của ECM và gửi trực tiếp đến bộ điều khiển PID điều khiển tay ga bơm cao áp.

Thứ hai: để đảm bảo an toàn cho băng thử công suất do sự thay đổi đột ngột về tốc độ và mô men nên băng thử được đặt giới hạn, tức là khi tốc độ động cơ lớn hơn tốc độ đã đặt băng thử sẽ tăng mô men phanh để giữ tốc độ động cơ tại tốc độ này.

Thứ ba: các thông số đo liên tục theo thời gian thực (10 ms một lần lấy mẫu) bao gồm tốc độ động cơ, vị trí tay ga bơm cao áp, mô men, tiêu thụ nhiên liệu.

Đặc tính lý thuyết của bơm cao áp

55

Thứ tư: quy luật tay ga bơm cao áp được thể hiện trên Hình 3.15, trong đó quy luật này bao gồm 3 chu kỳ, chu kỳ tăng và giảm từng bước 10% lên đến 50% sau đó đến chu kỳ tăng và giảm bước 20% và 30%, cuối cùng là tăng giảm bước 50%. Quá trình thực nghiệm này được tiến hành trên băng thử AVL đặt tại Trường Đại học Công nghệ giao thông vận tải.

)

70

%

(

60

50

40

30

a g p ạ đ n à b ở m ộ Đ

Quy luật thay đổi độ mở bàn đạp ga

20

10

0

0

10

20

30

40

50

60

90 80 70 Thời gian (s)

3.6. Xác định các thông số đầu vào cơ bản của mô hình động cơ

Để xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và đánh giá độ tin cậy của mô hình động cơ, ngoài cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình động cơ đã được trình bày trong Chương 2 thì còn cần thiết phải xác định một số thông số đầu vào cho mô hình như: quy luật phối khí, lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải, áp suất xy lanh, đặc tính bơm cao áp và đặc tính vòi phun ethanol. Các thông số này đều được xác định bằng thực nghiệm sau đó được nhập vào mô hình dưới dạng bảng tra trong môi trường của phần mềm Matlab Simulink. Các kết quả thực nghiệm xác định các thông số đầu vào cho mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và đánh giá độ tin cậy của mô hình động cơ lần lượt được trình bày sau đây.

3.6.1. Quy luật phối khí

56

Quy luật phối khí được xác định bằng thực nghiệm như sau: Nắp máy với đầy đủ cơ cấu phân phối khí như trên động cơ thực không có đai dẫn động trục cam được gá lắp cố định trên mặt phẳng, thước chia độ góc quay trục cam có dải đo từ 0  360 độ với độ phân giải 1 độ được gắn cố đinh đồng tâm với trục cam, độ nâng xupáp được đo bằng đồng hồ so Mitutoyo 2046S có độ phân giải 0,01 mm và độ chính xác ± 0,013 mm. Đầu đo của đồng hồ so tỳ vào đuôi xupáp, dùng dụng cụ quay trục cam từ 0  360 độ với bước nhảy 5 độ, tương ứng với mỗi giá trị góc quay của trục cam ghi nhận giá trị độ nâng xupáp. Khi thực nghiệm xác định quy luật phối khí chỉ đo cho xupáp nạp và thải của xy lanh số một. Từ đó xây dựng được mối quan hệ giữa độ nâng xupáp nạp và thải của xy lanh số một với góc quay trục khuỷu được qui đổi từ góc quay trục cam. Quy luật phối khí của các xy lanh còn lại được nội suy theo góc công tác của động cơ. Kết quả thực nghiệm đo quy luật phối khí được thể hiện trên Hình 3.16, 3.17 và Phụ lục 3.1.

)

m m

( p ạ n p á p u x

g n â n ộ Đ

10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0

-360

-300

-240

-180

-120

-60

0

60

120

180

240

300

360

Góc quay trục khuỷu (độ)

Xy lanh 1

Xy lanh 3

Xy lanh 4

Xy lanh 2

Quy luật phối khí của xupáp nạp

)

m m

( i ả h t p á p u x

g n â n ộ Đ

10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0

-360

-300

-240

-180

-120

180

240

300

360

-60

60

120

0 Góc quay trục khuỷu (độ)

Xy lanh 1

Xy lanh 3

Xy lanh 4

Xy lanh 2

Quy luật phối khí của xupáp thải

3.6.2. Lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải

57

Lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải được xác định trên thiết bị đo lưu lượng và tổn thất dòng khí. Thiết bị này được chế tạo trong đề tài “Nghiên cứu phát triển công nghệ tạo khí giàu hyđrô để bổ sung cho động cơ xăng nhằm nâng cao hiệu quả sử dụng nhiên liệu và giảm phát thải cho động cơ” của chương trình Khoa học và Công nghệ cấp nhà nước KC.05/11-15 [17]. Lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải được xác định bằng thực nghiệm như sau: nắp máy (12) với đầy đủ cơ cấu phân phối khí không lắp đai dẫn động trục cam được gá lắp cố định trên bệ đỡ của thiết bị đo (12) (Hình 3.18). Dụng cụ xác định góc quay trục cam và độ nâng xupáp cũng được gá lắp như trong quá trình thực nghiệm xác định quy luật phối khí đã được trình bày trong phần quy luật phối khí. Ống dẫn khí (11) nối nắp máy tương ứng với xy lanh số một với buồng kín (3). Lưu lượng khí qua xupáp được tạo ra nhờ bơm khí (5), bơm khí này có khả năng hoạt động cấp khí theo hai chiều hút và đẩy, khi đo lưu lượng qua xupáp nạp bơm khí được điều khiển hút khí qua xupáp theo hướng (1) và

Sơ đồ thiết bị đo lưu lượng và tổn thất dòng khí

1- Hướng khí vào; 2- Thanh điều chỉnh; 3- Buồng kín; 4,7- Nhiệt kế; 5- Bơm khí; 6- Buồng đo; 8- Tấm tiết lưu; 9- Áp kế nghiêng; 10- Áp kế chữ U; 11- Ống dẫn khí; 12- Nắp máy; 13- Bệ đỡ thiết bị đo; 13- Xupáp.

ngược lại khi đo lưu lượng xupáp thải. Trong quá trình đo phải điều chỉnh tấm tiết lưu (8) và thanh điều chỉnh (2) để đảm bảo chênh áp trước và sau xupáp luôn là hằng số: 254 mmH2O [100].

Kết quả thực nghiệm đo lưu lượng khí nạp qua xupáp nạp và thải được thể hiện cụ thể trên Hình 3.19.

40

34,29 35,20

) s / l ( í

32,70

35

29,24

30

30,768

24,75

h k g n ợ ư

28,751

l

25

20,07

25,724

23,181

u ư L

20

14,99

20,354

15

16,512

10,17

12,119

10

5,83

8,497

5

4,876

0

0

1

2

3

4

5

8

7

Xupáp nạp

6 9 Độ nâng xupáp (mm) Xupáp thải

Lưu lượng khí qua xupáp theo độ nâng xupáp

3.6.3. Áp suất xy lanh

58

Kết quả thực nghiệm đo được giá trị áp suất trong xy lanh được thể hiện trên các Hình 3.20 và các Phụ lục 3.4 đến 3.6. Qua đó cho thấy khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế, thời điểm đường áp suất bắt đầu tách khỏi đường nén có xu hướng muộn đi, tuy nhiên vị trí đạt áp suất lớn nhất hầu như không thay đổi, kết quả này có thể là do ethanol bay hơi thu nhiệt của không khí làm giảm nhiệt độ quá trình nén dẫn tới thời điểm bắt đầu cháy muộn đi, tuy nhiên do ethanol cháy nhanh [37] nên đỉnh áp suất không bị muộn so với trường hợp không phun ethanol.

) r a b ( h n a l

) r a b ( h n a l

y x t ấ u s p Á

y x t ấ u s p Á

90 85 80 75 70 65 60 55 50 45 40

90 85 80 75 70 65 60 55 50 45 40

-5 -2,5 0

5

-5 -2,5 0

2,5

5

7,5 10 12,5 15

2,5 7,5 10 12,5 15 Góc quay trục khuỷu (độ)

Góc quay trục khuỷu (độ)

ED10,66% ED26,51% ED42,04%

ED14,57% ED34,11% ED53,08%

ED0% ED19,29% ED35,47% ED49,12%

ED0% ED25,88% ED44,98% ED60,09%

a) Tại 50 % tải

b) Tại 75 % tải

) r a b ( h n a l

y x t ấ u s p Á

90 85 80 75 70 65 60 55 50 45 40 -5 -2,5

0

5

2,5 7,5 10 12,5 15 Góc quay trục khuỷu (độ)

ED7,68% ED19,77% ED32,66%

ED0% ED14,22% ED26,6% ED38,19%

c) Tại 100 % tải

Áp suất xy lanh tại các chế độ tải khác nhau với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau khi cố định tốc độ động cơ 2000 vg/ph

EDxx%-Tỷ lệ ethanol thay thể theo khối lượng, trong đó xx là phần trăm ethanol thay thế, với ED0% là diesel hoàn toàn.

59

3.6.4. Đặc tính bơm cao áp và vòi phun ethanol

Đặc tính bơm cao áp được xác định bằng thực nghiệm trên băng thử động cơ AVL đặt tại Trường Đại học Công nghệ giao thông vận tải, đặc điểm thí nghiệm như sau: tốc độ động cơ được điều khiển thay đổi từ 700 đến 4200 vg/ph tương ứng 355  2100 vg/ph của bơm với bước nhảy tốc độ động cơ là 50 vg/ph ở lần lượt các vị trí độ mở tay điều khiển bơm cao áp (CLP) thay đổi từ 7  100% (Hình 3.21), độ mở tay điều khiển bơm được xác định bằng cảm biến kiểu biến trở. Trong quá trình đo dữ liệu lượng tiêu hao nhiên liệu trung bình trong thời gian lấy mẫu 10s của thiết bị đo với 3 lần đo được thu nhận, từ đó nội suy ra lượng phun trong một chu kỳ tương ứng với độ mở tay điều khiển bơm cao áp và tốc độ bơm. Kết quả thực nghiệm đo tiêu hao nhiên liệu diesel được thể hiện trên Hình 3.21 và Phụ lục 3.2.

Có hai phương pháp có thể sử dụng để xác định đặc tính của vòi phun ethanol: Phương pháp thứ nhất: sử dụng thiết bị đo lượng ethanol giảm trong bình chứa tương tự như đo tiêu hao nhiên liệu khi thực nghiệm động cơ. Phương pháp thứ hai: sử dụng thiết bị đo lượng ethanol phun ra. Trong đó phương pháp thứ nhất có ưu điểm là độ chính cao, tuy nhiên trong phạm vi luận án nghiên cứu sinh sử dụng phương pháp thứ hai vì phương pháp này đơn giản và dễ thực hiện.

Đặc tính vòi phun ethanol cũng được xác định bằng thực nghiệm: Vòi phun ethanol được điều khiển bởi ECM‐0565‐128‐0702‐C như đã được trình bày trong phần bộ điều khiển vòi phun ethanol, sơ đồ thực nghiệm xác định đặc tính vòi phun ethanol được thể hiện trên Hình 3.22. Vòi phun ethanol được gá lắp cố định trên giá đỡ, lượng ethanol phun ra được chứa trong cốc chứa (6), cân điện tử được sử dụng để cân lượng ethanol trong cốc chứa là loại Electronic Balance wt6000 xe có độ chính xác ±0,1g, thời gian mở vòi phun ethanol (5) được điều khiển thay đổi trong khoảng từ 0  8 ms với bước nhảy 1 ms tương ứng số lần phun được điều khiển cố định là 200 lần, kết quả đo hiện thị trên cân được ghi nhận từ đó nội suy ra lượng phun ethanol của một lần phun theo thời gian mở vòi phun thể hiện trên Hình 3.23.

0,05

CLP7%

CLP10%

0,04

CLP15%

) ỳ k u h c / g ( l e s e i

CLP20%

0,03

CLP25%

d u ệ i l

n ê i

CLP30%

CLP40%

0,02

CLP50%

CLP60%

0,01

h n n u h p g n ợ ư L

CLP70%

CLP80%

CLP90%

0,00

350 500 650 800 950 1100 1250 1400 1550 1700 1850 2000 2150

CLP100%

Tốc độ bơm (vg/ph)

Lượng phun nhiên liệu diesel tại các vị trí tay ga bơm theo tốc độ bơm

CLPyyy%- Độ mở tay ga bơm, trong đó yyy% là phần trăm độ mở tay ga bơm.

60

Sơ đồ thực nghiệm xác định đặc tính vòi phun ethanol

1- Lọc ethanol; 2- Đường hồi ethanol từ bơm về bình chứa ethanol; 3- Xung điều khiển vòi phun ethanol; 4- Ống dẫn ethanol từ bơm đến vòi phun; 5- Vòi phun ethanol; 6- Cốc chứa.

0,0161

0,0138

0,0115

0,0093

0,0057

0,0066

0,0032

0,0048

) g ( l o n a h t e n u h p g n ợ ư L

0,0026

0,018 0,016 0,014 0,012 0,010 0,008 0,006 0,004 0,002 0,000

0

2

4

6

8

Thời gian phun (ms)

Lượng phun ethanol theo thời gian phun

Khi đã xác định được bộ các thông số đầu vào cơ bản cho mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol như đã trình bày ở trên thì cần thiết phải phân tích bộ các thông số này nhằm xác định thêm các thông số đầu vào khác cho mô hình như: hệ số lưu lượng và tổn thất của dòng khí đi qua xupáp; thời điểm bắt đầu cháy và khoảng thời gian cháy của từng giai đoạn cháy; phần nhiên liệu đã cháy trong từng giai đoạn. Các vấn đề này được trình bày sau đây.

3.7. Phân tích số liệu thực nghiệm và xây dựng mô hình động cơ

Để xây dựng mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol cần phải phân tích các thông số cơ bản thu nhận được trong quá trình thực nghiệm động cơ đã đề cập ở mục trước để xác định thêm các thông số đầu vào khác cho mô hình động cơ như:

- Hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp Cf;

- Tốc độ tỏa nhiệt;

- Thời điểm bắt đầu cháy của từng giai đoạn SOCi;

61

- Khoảng thời gian cháy của từng giai đoạn I;

- Phần nhiên liệu đã cháy.

Các nội dung này lần lượt được đề cập sau đây.

3.7.1. Xác định hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp

Như đã trình bày ở mục cơ sở lý thuyết xây dựng mô hình trao đổi khí trong Chương 2, cho thấy cần phải xác định hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp.

Từ kết quả thực nghiệm quy luật phối khí, lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải đã được trình bày trong phần kết quả thực nghiệm ở trên. Theo nghiên cứu [100], hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp được xác định theo biểu thức 3.1 và 3.2.

2. 𝑉𝑜

(3.1) 𝐶𝑓 = 4. 𝑚̇ 𝜌. 𝜋. 𝐷𝑣

(3.2)

𝑉𝑜 = √ 2. ∆𝑝 𝜌

Trong đó:

𝑚̇ - Lưu lượng khí đi qua xupáp (m3/s);

- Khối lượng riêng của khí (kg/m3);

Vo- Vận tốc dòng khí lý tưởng (m/s);

p- Độ chênh lệch áp suất trước và sau cửa nạp hoặc thải, p=254 (mmH2O).

Kết quả mối quan hệ giữa hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp với độ nâng xupáp được thể hiện trên Hình 3.24.

0,8

0,717

0,670

g n ợ ư

l

0,7

0,599

u ư

0,563

0,540

0,6

0,474

0,5

l ố s ệ H

0,523 0,549

0,385

0,468

0,4

0,282

0,396

0,3

0,321

0,198

0,240

0,2

0,114

0,163

0,1

0,093

0 0

0

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9 Độ nâng xupáp (mm)

Xupáp nạp

Xupáp thải

Hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp theo độ nâng xupáp

3.7.2. Xác định tốc độ tỏa nhiệt

62

Từ dữ liệu áp suất xy lanh đo được khi thực nghiệm động cơ trên băng thử có thể xác định được tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm. Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm được xác định theo các nghiên cứu [45, 55, 62, 77] như biểu thức 3.3.

1

dp

γ

dV

dQhr dθ

γ-1

dθ

γ-1

dθ

dQht dθ

(3.3) = .V. + .p. (J/độ) −

Mặt khác theo nghiên cứu [41], chỉ số  được xác định theo nhiệt độ xy lanh như biểu thức 3.4.

(3.4) γ=1,338-6.10-5.T+10-8.T2

Trong đó: T- Nhiệt độ môi chất trong xy lanh (K).

Nhiệt độ môi chất trong xy lanh được xác định theo phương trình trạng thái khí lý tưởng, cụ thể như phương trình 3.5.

p.V mair.R

(3.5) T= (K)

Trong đó:

mair- Lượng không khí cấp cho một xy lanh trong một chu kỳ làm việc của động cơ (kg/chu kỳ), thông số này được xác định từ thực nghiệm động cơ;

R- Hằng số khí, R=287,058 (J/kg.K).

Kết quả tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi tăng dần tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trên Hình 3.25.

60

) ộ đ

50

/ J ( t ệ i

40

30

20

h n a ỏ t ộ đ c ố T

10

0

-4

-2

2

4

6

8

10

0

-10

Góc quay trục khuỷu (độ) ED34,11%

ED0% ED44,98%

ED14,57% ED53,08%

ED25,88% ED60,09%

63

a) Tại 50% tải

60

) ộ đ

50

40

30

20

/ J ( t ệ i h n a ỏ t ộ đ c ố T

10

0

-4

-2

2

4

6

8

10

0

-10

Góc quay trục khuỷu (độ)

ED26,51%

ED0% ED35,47%

ED10,66% ED42,04%

ED19,29% ED49,12%

b) Tại 75% tải

60

) ộ đ

50

/ J ( t ệ i

40

30

20

h n a ỏ t ộ đ c ố T

10

0

-4

-2

2

4

6

8

10

0

-10

Góc quay trục khuỷu (độ)

ED19,77%

ED0% ED26,6%

ED7,68% ED32,66%

ED14,22% ED38,19%

Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi tăng dần tỷ lệ ethanol thay thế

EDxx%- Tỷ lệ ethanol thay thế theo khối lượng trong đó xx là phần trăm ethanol thay thế, với ED0% là diesel hoàn toàn.

c) Tại 100% tải

Qua Hình 3.25 cho thấy khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế tại các chế độ tải khác nhau tại tốc độ động cơ 2000 vg/ph thì tốc độ tỏa nhiệt đều tăng. Điều này có thể do tốc độ cháy của nhiên liêu ethanol lớn hơn diesel.

3.7.3. Xác định thời điểm bắt đầu cháy, khoảng thời gian cháy và phần nhiên liệu đã cháy

64

Như đã trình bày trong Chương 2, nghiên cứu sinh lựa chọn xây dựng mô hình cháy trên cơ sở sử dụng phương trình Wiebe. Theo đó mỗi phương trình Wiebe phụ thuộc vào

năm tham số. Trong đó tham số ai luôn được cố định bằng 5; mi trong giai đoạn cháy nhanh của nhiên liệu diesel luôn được cố định bằng 1,2; mi trong giai đoạn cháy khuếch tán của nhiên liệu diesel luôn được cố định bằng 0,6; mi trong giai đoạn cháy của nhiên liệu ethanol luôn được cố định bằng 0,8 cho thấy quy luật tỏa nhiệt là phù hợp, vấn đề này cũng được đề cập đến trong các nghiên cứu [53, 90]. Còn các tham số SOCi , i và xfi được xác định bằng phương pháp tối ưu tham số Gradient Descent [64, 65] và sử dụng thuật toán SQP (sequential quadratic programming) để giải [64]. Tín hiệu chuẩn (reference signal) để đưa vào tối ưu là biến thiên tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm được xác định từ dữ liệu áp suất thực nghiệm đo trên băng thử công suất, cho đến khi công cụ tối ưu xác định được các tham số nêu trên của mô hình cháy. Trong quá trình tối ưu, sai số giữa tốc độ tỏa nhiệt của mô hình cháy và tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm luôn được đảm bảo nhỏ nhất. Sơ đồ thuật toán tối ưu xác định các tham số nêu trên được thể hiện trên Hình 3.26.

model

( ) xb SOCi, i và xfi dQhr dθ dxb dθ

Hiệu chỉnh Gradien descent optimization

exp

Sơ đồ thuật toán tối ưu xác định các tham số SOCi , i và xfi

( ) dQhr dθ

2

Theo các nghiên cứu [22, 34] sai số giữa tốc độ tỏa nhiệt của mô hình cháy và tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm được xác định theo biểu thức 3.6.

.dθ

[(

)

)

]

- (

dQhr dθ

θEOCi ∫ θSOCi

model

exp

(3.6)

dQhr dθ 2

.

dθ

[(

)

]

dQhr dθ

θEOCi ∫ θSOCi

exp

.100 (%) ∆ROHRi=

Trong đó:

EOCi- Thời điểm kết thúc từng giai đoạn cháy;

dQhr dθ

model

- Tốc độ tỏa nhiệt của mô hình; ( )

dQhr dθ

exp

- Tốc độ tỏa nhiệt thực nghiệm. ( )

Thời điểm kết thúc từng giai đoạn cháy được xác định như biểu thức 3.7.

(3.7) θEOCi=θSOCi+∆θi (độ)

65

Kết quả xác định được các tham số SOCi, i và xfi cụ thể được thể hiện trên các Hình 3.27 đến 3.29 và các Bảng 3.9 đến 3.12 với qui ước góc quay trục khuỷu có giá trị âm là góc

quay sau điểm chết trên cuối kỳ nén, góc quay trục khuỷu có giá trị dương là góc quay trước điểm chết trên cuối kỳ nén.

Qua các Hình từ 3.27 đến 3.29 cho thấy thời điểm bắt đầu cháy của cả ba giai đoạn cháy đều muộn đi khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế. Điều này có thể là do ethanol thu nhiệt làm giảm nhiệt độ hỗn hợp, đồng thời có thể do nhiệt độ tự cháy của ethanol cao hơn.

Kết quả cũng cho thấy khoảng thời gian cháy nhanh và cháy khuếch tán của diesel đều giảm đi khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế, có thể do lượng diesel giảm dần khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế đồng thời khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế thì tạo điều kiện cháy nhanh hơn vì ethanol có tốc độ cháy lớn hơn. Kết quả cũng cho thấy khoảng thời gian cháy nhiên liệu ethanol tăng lên không nhiều, có thể là do lượng ethanol tăng dần và đồng thời tốc độ cháy của ethanol lớn diesel.

2

1

0

0

10

20

30

40

50

60

70

-1

-2

) ộ đ ( u ỷ u h k c ụ r t y a u q c ó G

) ộ đ ( u ỷ u h k c ụ r t y a u q c ó G

-3

-4

-5

50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

0

10

40

60

30

50

SOC_pilot_deg SOC_main_deg SOC_diff_deg

70 20 Tỷ lệ ethanol thay thế (%) delta_pilot_deg delta_main_deg delta_diff_deg

a) Thời điểm bắt đầu cháy SOCi

b) Khoảng thời gian cháy i

Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 50% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

66

2

1

0

0

10

20

30

40

50

60

70

-1

-2

) ộ đ ( u ỷ u h k c ụ r t y a u q c ó G

-3

) ộ đ ( u ỷ u h k c ụ r t y a u q c ó G

-4

50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

-5

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

0

10

30

40

50

60

20 70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

delta_pilot_deg delta_main_deg delta_diff_deg

SOC_pilot_deg SOC_main_deg SOC_diff_deg

a) Thời điểm bắt đầu cháy SOCi

b) Khoảng thời gian cháy i

Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 75% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

80

5

70

4

60

3

50

2

40

1

30

) ộ đ ( u ỷ u h k c ụ r t y a u q c ó G

20

0

) ộ đ ( u ỷ u h k c ụ r t y a u q c ó G

0

10

20

30

40

50

60

70

10

-1

0

-2

0

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

10 20 30 40 50 60 70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%) delta_pilot_deg delta_main_deg delta_diff_deg

SOC_pilot_deg SOC_main_deg SOC_diff_deg

a) Thời điểm bắt đầu cháy SOCi

b) Khoảng thời gian cháy i

Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại 100% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

SOC_xy và delta_xy- Lần lượt là thời điểm bắt đầu và khoảng thời gian của từng giai đoạn cháy trong đó xy là giai đoạn cháy (pilot là giai đoạn cháy nhiên liệu ethanol, main là giai đoạn cháy nhanh nhiên liệu diesel, diff là giai đoạn cháy khuếch tán của nhiên liệu diesel)

Bảng 3.9. Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại

50% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

67

-3,13 3,95 -2,85 -1,51 7,63 -1,24 -2,62 4,24 -2,57

Bảng 3.10. Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại

75% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

Tỷ lệ thay thế (%) delta_pilot_deg SOC_pilot_deg delta_main_deg SOC_main_deg delta_diff_deg SOC_diff_deg 14,57 25,88 34,11 44,98 53,08 60,09 0 15,20 16,33 16,56 17,24 17,46 17,86 -4,26 -0,29 -2,57 3,21 9,33 5,33 10,57 1,34 -3,76 0,85 -2,23 46,36 46,16 44,37 40,36 38,24 37,34 37,54 -4,21 -2,84 0,00 -3,76 -2,68 -3,60 -1,36

0 -1,05

-2,52 7,62 -1,05 -2,06 9,54 -0,52 0,52 0,31

Bảng 3.11. Mối quan hệ giữa các tham số mô hình cháy SOCi và i theo tỷ lệ ethanol thay thế tại

100% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

Tỷ lệ thay thế (%) delta_pilot_deg SOC_pilot_deg delta_main_deg SOC_main_deg delta_diff_deg SOC_diff_deg 10,66 19,29 26,51 35,47 42,04 49,12 33,01 35,12 37,15 38,05 39,03 40,06 -4,06 0,21 -1,51 6,53 15,70 14,56 11,53 10,56 0,80 -2,56 0,02 46,93 45,87 38,83 30,86 29,87 25,86 18,76 -4,52 -3,02 -0,77 -4,03 -2,47 -3,55 -1,01

0 0,36

-0,60 6,16 1,84 -0,59 7,36 2,84 3,56 4,07

Tỷ lệ thay thế (%) delta_pilot_deg SOC_pilot_deg delta_main_deg SOC_main_deg delta_diff_deg SOC_diff_deg 7,68 14,22 19,77 26,6 32,66 38,19 20,88 21,57 22,09 22,17 22,22 22,35 -0,62 1,56 -0,57 4,96 17,20 14,54 11,69 10,10 1,45 3,02 4,52 76,17 72,37 64,66 61,66 59,37 50,37 42,37 -1,13 -1,07 1,52 -1,10 -0,52 -1,09 1,07

Bảng 3.12. Phần nhiên liệu đã cháy cho từng giai đoạn cháy

Kết quả xác định được phần nhiên liệu đã cháy của nhiên liệu trong từng giai đoạn được thể trong Bảng 3.11. Các kết quả này cũng tương đồng với nghiên cứu [101].

xfi (%) 80 20 100 Giai đoạn cháy Giai cháy nhanh của nhiên liệu diesel Giai đoạn cháy khuếch tán của nhiên liệu diesel Giai đoạn cháy của nhiên liệu ethanol

3.7.4. Mô hình hóa hệ thống nhiên liệu

Như đã phân tích tại Chương 2, mô hình nhiên liệu sử dụng trong động cơ bao gồm hai chế độ là chế độ ổn định và chế độ chuyển tiếp.

68

Chế độ ổn định được xác định bằng biện pháp xây dựng đặc tính làm việc của bơm phụ thuộc vào độ mở bàn đạp ga và tốc độ động cơ ở chế độ ổn định đã được trình bày trong phần đặc tính bơm cao áp và vòi phun ethanol. Kết quả đặc tính này đã được giới thiệu trong Hình 3.21. Kết quả cho thấy tại tốc độ bơm nhỏ hơn 300 vg/ph điều tốc sẽ cung cấp lượng

nhiên liệu lớn để khởi động động cơ dễ dàng. Sau thời điểm này lượng nhiên liệu giảm thấp xuống, đây là vùng tốc độ không tải ở khoảng 350 vg/ph. Đặc tính bơm được xây dựng ở các độ mở bàn đạp ga và tốc độ khác nhau, khi động cơ làm việc ở các độ mở bàn đạp ga và tốc độ không trùng với các điểm đo thì giá trị của đặc tính được xác định thông qua biện pháp tra bảng nội suy tuyến tính.

ne

Vị trí quả ga trong chế độ chuyển tiếp thường được xác định từ phương trình vi phân cấp hai thể hiện mối quan hệ của quả ga, tốc độ bơm, độ mở bàn đạp ga của bộ điều tốc [14, 63]. Tuy nhiên do động cơ D4BB sử dụng bơm phân phối, bộ điều tốc được đặt trong khoang bơm chứa nhiên liệu có áp suất lớn nên việc đo kiểm và xác định các thông số của phương trình vi phân cũng như hiệu chỉnh các hệ số của phương trình hết sức khó khăn, do đó để đơn giản cho quá trình xác định đặc tính động học của bộ điều tốc thì tốc độ động cơ trước khi vào bảng tra nhiên liệu sẽ được đưa qua hàm truyền bậc 2 giống như phương trình vi phân cấp hai của bộ điều tốc theo phương trình 3.8 [63].

2⁄ a.s2+b.s+c

(3.8) (vg/ph) np=

Trong đó: np là tốc độ bơm là thông số đầu vào của bảng tra, ne là tốc độ động cơ. Các hệ số a, b, c được xác định bằng biện pháp tối ưu khi mô hình động cơ mô phỏng lại chế độ chuyển tiếp giống như động cơ đặt trên băng thử.

Phương pháp tối ưu sử dụng trong xác định các hệ số a, b, c là Gradient Descent [64, 65] và sử dụng thuật toán SQP (sequential quadratic programming) để giải [64]. Tín hiệu chuẩn (reference signal) để đưa vào tối ưu là biến thiên tốc độ động cơ theo thời gian được đo theo thời gian thực trên băng thử công suất, song song với tín hiệu này là tín hiệu vị trí tay ga cũng được đo theo thời gian thực. Tín hiệu độ mở bàn đạp ga này được sử dụng làm đầu vào của mô hình động cơ và tín hiệu ra của mô hình là tốc độ động cơ được đưa vào hàm tối ưu (Hình 3.30). Phần mềm Matlab Simulink đã cung cấp sẵn công cụ tối ưu để giải quyết bài toán này. Trong quá trình mô phỏng, công cụ tối ưu liên tục lặp lại quá trình chạy đồng thời hiệu chỉnh các hệ số a, b, c sau mỗi vòng lặp và so sánh tín hiệu tốc độ động cơ mô phỏng với tốc độ động cơ theo thời gian đo trên băng thử. Quá trình tối ưu kết thúc khi các giới hạn đặt trước trong khối được đảm bảo.

(%) ne (vg/ph)

Độ mở bàn đạp ga=f(t) Gradien descent optimization ne=f(t) Mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol

Sơ đồ tối ưu xác định các thông số a, b, c của hàm đáp ứng bậc hai trong mô hình bơm cao áp.

Hệ số a, b, c

Kết quả tối ưu thể hiện trong Hình 3.30, với ba thông số a, b, c xác định được là: a=0,005816; b=0,208105; c=1. Kết quả cho thấy tốc độ động cơ của mô hình mô phỏng bám sát với đường thực nghiệm của động cơ trên băng thử.

3.7.5. Xây dựng mô hình động cơ

69

Trên cơ sở lý thuyết đã được trình bày trong Chương 2 và các tham số đầu vào của mô hình đã được trình bày ở trên. Nghiên cứu sinh tiến hành xây dựng mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bằng phần mềm Matlab Simulink. Cụ thể mô hình động cơ được thể hiện trên Hình 3.31.

Do mô hình được thiết kế giống như khi động cơ được đặt trên băng thử công suất, do đó thông số đầu vào của mô hình là vị trí bàn đạp ga yêu cầu, thời gian phun ethanol và tốc độ động cơ yêu cầu. Thông số đầu ra của mô hình là tốc độ động cơ, mô men có ích, tín hiệu xung của cảm biến trục khuỷu, vị trí bàn đạp ga thực và hệ số . Ngoài ra có thể lấy bất kỳ tín hiệu đang tính toán của động cơ như áp suất xy lanh, tốc độ tỏa nhiệt, …

14

12

11

10

13

9

5

7

8

6

3

4

1

2

Mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol

1- Khối chọn chế độ chạy lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol hay diesel gốc; 2- Khối map độ mở chân ga yêu cầu; 3- Khối mô hình hệ số ; 4- Khối mô hình điều khiển phối hợp lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol; 5- Khối mô hình ma sát; 6- Khối mô hình nhiên liệu; 7- Khối mô hình động lực học; 8- Các màn hình hiển thị các thông số đầu ra của động cơ; 9- Khối thu nhận dữ liệu áp suất xy lanh; 10- Khối so sánh áp suất thực nghiệm và mô hình; 11- Khối mô hình cháy; 12- Khối mô hình trao đổi khí; 13- Khối nạp chương trình; 14- Khối các thông số đầu vào của mô hình cháy.

3.8. Đánh giá độ tin cậy của mô hình ở chế độ ổn định

Để có thể sử dụng mô hình động cơ để thiết kế mô hình điều khiển động cơ (điều khiển lượng nhiên liệu phun ethanol và lượng nhiên liệu diesel cung cấp cho động cơ) cần thiết phải đánh giá độ tin cậy của mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Để đánh giá độ tin cậy của mô hình nghiên cứu sinh tiến hành chạy mô hình và thu nhận các thông số của mô hình. Sau đó so sánh kết quả giữa mô hình và thực nghiệm, từ đó đưa ra các đánh giá.

Như chúng ta đã biết có nhiều thông số ảnh hưởng đến tính năng kỹ thuật của động cơ. Trong luận án này nghiên cứu sinh chọn các thông số điển hình ảnh hưởng đến tính năng kỹ thuật của động cơ được dùng để so sánh với kết quả thực nghiệm bao gồm:

- Lưu lượng không khí nạp;

- Áp suất xy lanh;

- Mô men và công suất động cơ;

- Tốc độ động cơ ở chế độ chuyển tiếp.

70

Các đánh giá cụ thể lần lượt được trình bày sau đây.

3.8.1. Đánh giá lưu lượng không khí nạp

Kết quả so sánh lưu lượng không khí nạp tại chế độ tải 100% với tốc độ động cơ thay đổi từ 1000  3500 vg/ph với bước nhảy 500 vg/ph trong trường hợp sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản giữa mô hình và thực nghiệm được thể hiện trên Hình 3.32. Trong đó sai số lưu lượng không khí nạp giữa mô hình và thực nghiệm được xác định qua biểu thức 3.9, với qui ước nếu giá trị sai số mang dấu âm có nghĩa là lưu lượng không khí nạp trên mô hình nhỏ hơn thực nghiệm và ngược lại.

mair_model-mair_exp mair_exp

(3.9) .100 (%) Sai số mair=

Trong đó:

mair_model- Lưu lượng không khí mô hình (kg/h);

mair_exp- Lưu lượng không khí thực nghiệm (kg/h).

)

) h

%

(

ố s i a S

/ g k ( p ạ n

í

h k g n ô h k g n ợ ư

l

u ư L

280 260 240 220 200 180 160 140 120 100 80 60

2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0,0 -0,5 -1,0 -1,5 -2,0 -2,5 -3,0

1000

1500

2000

2500

3000

3500

Tốc độ động cơ (vg/ph)

Exp

Model

Sai số

So sánh lưu lượng không khí nạp tại chế độ tải 100% với tốc độ động cơ thay đổi từ 1000  3500 vg/ph

Exp- Thực nghiệm; Model- Mô hình

Qua Hình 3.32 cho thấy sai số lưu lượng không khí nạp tại chế độ tải 100% với tốc độ động cơ thay đổi từ 1000  3500 vg/ph với bước nhảy 500 vg/ph trong trường hợp sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản giữa mô hình và thực nghiệm đạt nhỏ nhất bằng 1,13% tương ứng với tốc độ động cơ 3500 vg/ph, đạt lớn nhất bằng 2,67% tương ứng với tốc độ động cơ bằng 1500 vg/ph. Sai số trung bình bằng 1,83% trên toàn dải tốc độ động cơ.

3.8.2. Đánh giá áp suất xy lanh

|

Trong phần này, nghiên cứu sinh so sánh áp suất xy lanh từ mô hình mô phỏng với áp suất đo từ thực nghiệm. Để đánh giá sai số trung bình của áp suất xy lanh trong một chu kỳ ta sử dụng biểu thức 3.10.

p𝑒𝑥𝑝

720 |∫ 0

720 - ∫ 0 p𝑒𝑥𝑝

pmodel 720 ∫ 0

(3.10) .100 (%) Sai số trung bình p =

71

Trong đó:

pmodel- Áp suất xy lanh trên mô hình động cơ (N/m2); pexp- Áp suất xy lanh thực nghiệm động cơ (N/m2).

Đánh giá sai số trung bình của áp suất xy lanh động cơ được thực hiện trong hai trường hợp sau: Động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản và động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Hai trường hợp này lần lượt được trình bày sau đây.

Trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc:

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản theo tốc độ động cơ thay đổi trong khoảng từ 1000 vg/ph đến 3500 vg/ph ở chế độ 100% tải được thể hiện cụ thể trên Hình 3.33.

90

80

) r a b ( h n a l

70

y x t ấ u s p Á

60

50

40

30

20

10

0

-40

-30

-20

-10

0

10

20

40 30 Góc quay trục khuỷu (deg)

P_model 100% tải ne_1000 P_model 100% tải ne_1500 P_model 100% tải ne_2000

P_exp 100% tải ne_1000 P_exp 100% tải ne_1500 P_exp 100% tải ne_2000

a) Tại các tốc độ động cơ lần lượt là 1000; 1500; 2000 (vg/ph)

72

90

80

) r a b ( h n a l

70

y x t ấ u s p Á

60

50

40

30

20

10

0

-40

-30

-20

-10

0

10

20

30

40 Góc quay trục khuỷu (deg)

P_model 100% tải ne_2500 P_model 100% tải ne_3000 P_model 100% tải ne_3500

P_exp 100% tải ne_2500 P_exp 100% tải ne_3000 P_exp 100% tải ne_3500

b) Tại các tốc độ động cơ lần lượt là 2500; 3000; 3500 (vg/ph)

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản

P_model- Áp suất xy lanh trên mô hình; P_exp- Áp suất xy lanh thực nghiệm

Kết quả cho thấy: Thời điểm bắt đầu cháy giữa mô phỏng và thực nghiệm là phù hợp có sai lệch không đáng kể. Sườn tăng và giảm của đường diễn biến áp suất giữa mô phỏng và thực nghiệm bám sát nhau. Sai số trung bình của áp suất xy lanh đều nhỏ hơn 1,24% giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản trên toàn dải tốc độ động cơ ở chế độ 100% tải.

Trường hợp động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol:

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) ở các chế độ 50%, 75%, 100% tải với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau được thể hiện cụ thể lần lượt trên các Hình 3.34 đến 3.36.

73

Trong trường hợp động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol, kết quả cho thấy thời điểm bắt đầu cháy là phù hợp sai lệch không đáng kể; sườn tăng và giảm áp suất bám sát nhau; sai số trung bình của áp suất xy lanh đều nhỏ hơn 5% giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ tại tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) ở các chế độ 50%, 75%, 100% tải với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau.

) r a b ( h n a l

) r a b ( h n a l

y x t ấ u s p Á

y x t ấ u s p Á

90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

-40 -30 -20 -10 0

10 20 30 40

-40 -30 -20 -10 0

10 20 30 40

Góc quay trục khuỷu (độ) P_model_50% tải ED0 P_exp 50% tải ED0

Góc quay trục khuỷu (độ) P_model 50% tải ED25,88 P_exp 50% tải ED25,88

a) Tỷ lệ ethanol thay thế bằng 0%

b) Tỷ lệ ethanol thay thế bằng 25,88%

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại chế độ tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) và 50% tải

) r a b ( h n a l

) r a b ( h n a l

y x t ấ u s p Á

y x t ấ u s p Á

0

90 80 70 60 50 40 30 20 10 0 -40 -30 -20 -10

90 80 70 60 50 40 30 20 10 0 -40 -30 -20 -10

0

10 20 30 40 Góc quay trục khuỷu (độ)

10 20 30 40 Góc quay trục khuỷu (độ)

P_model 75% tải ED19,29 P_exp 75% tải ED19,29

P_model 75% tải ED26,29 P_exp 75% tải ED26,29

a) Tỷ lệ ethanol thay thế bằng 19,29%;

b) Tỷ lệ ethanol thay thế bằng 26,29%

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại chế độ tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) và 75% tải

74

) r a b ( h n a l

) r a b ( h n a l

y x t ấ u s p Á

y x t ấ u s p Á

90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

-40 -30 -20 -10 0

-40 -30 -20 -10 0

10 20 30 40 Góc quay trục khuỷu (độ)

10 20 30 40 Góc quay trục khuỷu (độ)

P_model 100% tải ED19,77 P_exp 100% tải ED19,77

P_model 100% tải ED7,68 P_exp 100% tải ED7,68

a) Tỷ lệ ethanol thay thế bằng 7,68%

b) Tỷ lệ ethanol thay thế bằng 19,77%

Diễn biến áp suất xy lanh giữa mô phỏng và thực nghiệm động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại chế độ tốc độ động cơ 2000 (vg/ph) và 100% tải

3.8.3. Đánh giá mô men và công suất động cơ

Kết quả đặc tính mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm theo tốc độ động cơ thay đổi trong khoảng từ 1000 vg/ph đến 3500 vg/ph với bước nhảy 500 vg/ph tại chế độ tải 100% trong trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc không phun ethanol được thể hiện trên Hình 3.37.

)

)

.

m N

( ơ c

W k ( ơ c g n ộ đ t ấ u s

g n ộ đ n e m ô M

g n ô C

180 170 160 150 140 130 120 110 100 90 80 70

60 55 50 45 40 35 30 25 20 15 10

1000

1500

3000

3500

2000

2500 Tốc độ động cơ (vg/ph)

Tb_model

Tb_exp

Pb_model

Pb_exp

Đặc tính ngoài của động cơ giữa mô hình và thực nghiệm theo tốc độ động cơ

Tb_model- Mô men động cơ trên mô hình; Tb_exp- Mô men động cơ thực nghiệm; Pb_model- Mô men động cơ trên mô hình; Pb_exp- Mô men động cơ thực nghiệm.

75

Kết quả đặc tính mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm tại tốc độ động cơ bằng 2000 (vg/ph) tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau từ 0  60,09% được thể hiện cụ thể lần lượt trên các Hình 3.38 và 3.39.

)

170

.

m N

160

( ơ c

150

140

130

g n ộ đ n e m ô M

120

110

100

90

80

70

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

50

60

65 55 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

Tb_model50% tải Tb_exp75% tải

Tb_exp50% tải Tb_model100% tải

Tb_model75% tải Tb_exp100% tải

Mô men động cơ của mô hình và thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75% và 100%

Tb_xyz_xy%- Mô men động cơ của mô hình hoặc thực nghiệm tại các chế độ tải khác nhau với qui ước xyz là model hoặc exp trong đó model là mô hình, exp là thực nghiệm, xy% là phần trăm tải.

)

35,0

32,5

30,0

27,5

W k ( ơ c g n ộ đ t ấ u s

25,0

g n ô C

22,5

20,0

17,5

15,0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

55

50

60

Pb_model50% tải Pb_exp75% tải

Pb_exp50% tải Pb_model100% tải

65 Tỷ lệ ethanol thay thế (%) Pb_model75% tải Pb_exp100% tải

Pb_xyz_xy%- Mô men động cơ của mô hình hoặc thực nghiệm tại các chế độ tải khác nhau với qui ước xyz là model hoặc exp trong đó model là mô hình, exp là thực nghiệm, xy% là phần trăm tải.

76

Công suất động cơ của mô hình và thực nghiệm tại các chế độ tải 50%, 75% và 100%

Từ kết quả trên cho thấy cần phải đánh giá sai số mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm. Sai số của mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm được xác định theo biểu thức 3.11 và 3.12, với qui ước nếu giá trị sai số mang dấu âm có nghĩa là mô men hay công suất động cơ trên mô hình nhỏ hơn thực nghiệm và ngược lại.

Tb_model-Tb_exp Tb_exp

(3.11) .100 (%) Sai số Tb=

Pb_model-Pb_exp Pb_exp

(3.12) .100 (%) Sai số Pb=

Trong đó:

Tb_model- Mô men động cơ trên mô hình (N.m);

Tb_exp- Mô men động cơ thực nghiệm (N.m).

Kết quả sai số đặc tính mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm theo tốc độ động cơ thay đổi trong khoảng từ 1000 vg/ph đến 3500 vg/ph với bước nhảy 500 vg/ph tại chế độ tải 100%, trong trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc không phun ethanol được thể hiện trên Hình 3.40.

)

%

(

ố s i a S

1000

1500

2000

2500

3000

3500

1,75 1,50 1,25 1,00 0,75 0,50 0,25 0,00 -0,25 -0,50 -0,75

Tốc độ động cơ (vg/ph)

Sai số

Sai số đặc tính mô men, công suất động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc giữa mô hình và thực nghiêm

Qua Hình 3.40 cho thấy sai số mô men và công suất động cơ nhỏ nhất bằng -0,09% tại tốc độ 2500 vg/ph, sai số mô men và công suất động cơ lớn nhất bằng 1,52% tại tốc độ 3500 vg/ph; Từ kết quả sai số này cho thấy sai số mô men và công suất động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc không phun ethanol giữa mô hình và thực nghiệm đều nhỏ hơn 1,53%.

77

Kết quả sai số đặc tính mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm ở tốc độ động cơ bằng 2000 (vg/ph) tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau từ 0  60,09% được thể hiện trên Hình 3.41.

)

%

(

ố s i a S

0

10

20

30

40

50

60

70

1,25 1,00 0,75 0,50 0,25 0,00 -0,25 -0,50 -0,75 -1,00 -1,25

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

Sai số tại 50% tải

Sai số tại 75% tải

Sai số tại 100% tải

Sai số đặc tính mô men, công suất động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol giữa mô hình và thực nghiệm tại các chế độ tải 50 %, 75% và 100%

Qua Hình 3.41 cho thấy sai số mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm tại chế độ tải 50% đạt giá trị lớn nhỏ nhất bằng 0,02% tương ứng với tỷ lệ ethanol thay thế bằng 60,09%, đạt giá trị lớn nhất bằng 0,93% tương ứng tỷ lệ ethanol thay thế bằng 44,98%.

Sai số mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm tại chế độ tải 75% đạt giá trị lớn nhỏ nhất bằng -0,12% tương ứng với tỷ lệ ethanol thay thế bằng 0%, đạt giá trị lớn nhất bằng -1,16% tương ứng tỷ lệ ethanol thay thế bằng 26,51%.

Sai số mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm tại chế độ tải 100% đạt giá trị lớn nhỏ nhất bằng 0,09% tương ứng với tỷ lệ ethanol thay thế bằng 19,77%, đạt giá trị lớn nhất bằng -0,83% tương ứng tỷ lệ ethanol thay thế bằng 7,68%.

Từ những phân tích trên cho thấy sai số mô men, công suất đông cơ giữa mô hình và thực nghiệm đều nhỏ hơn 1,17% ở tốc độ động cơ bằng 2000 (vg/ph) tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau.

Vậy sai số đặc tính mô men, công suất động cơ giữa mô hình và thực nghiệm đều nhỏ hơn 1,53% trong các trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản và sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Sai số này có thể chấp nhận được khi nghiên cứu xây dựng mô hình động cơ. Do đó mô men và công suất động cơ của mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol đảm bảo tin cậy.

3.8.4. Đánh giá tốc độ động cơ ở chế độ ổn định và chuyển tiếp

78

Biến thiên tốc độ động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol với tỷ lệ ethanol thay thế bằng 26,6% ở chế độ ổn định theo góc quay trục khuỷu xét trong từng chu kỳ làm việc của động cơ tại độ mở chân ga 25% và tốc độ động cơ trung bình được thiết lập giới hạn bằng 2000 vg/ph được thể hiện trên Hình 3.42. Qua đó cho thấy trong một chu kỳ làm việc của động cơ thì tại góc quay trục khuỷu bằng 0 độ, xy lanh thứ tư sinh công, tại đó mô men tăng vọt lên lớn hơn 600 N.m. Tuy nhiên do các xy lanh khác đang ở quá trình tiêu thụ công nên sau khi sau khi mô men đạt giá trị lớn nhất thì giá trị mô men lại giảm. Kết quả này cũng thể hiện trên đường biến thiên tốc độ động cơ, tại thời điểm mô men tăng thì tốc độ động cơ tăng theo và ngược lại.

)

ị

30

%

h t ỉ

(

)

28

.

26

m N

(

24

h c n e m ô M

22

10

10,02 10,04 10,06 10,08 10,1 10,12 10,14

a g n â h c ở m ộ Đ

800 600 400 200 0 -200 -400

20

Mô men chỉ thị (N.m)

Độ mở chân ga (%)

)

2010

30

%

ơ c

(

2005

28

) h p

2000

26

/ g v (

1995

24

g n ộ đ ộ đ c ố T

1990

22

a g n â h c ở m ộ Đ

Tốc độ động cơ (vg/ph) Độ mở chân ga (%)

1985

20

10

10,02 10,04 10,06 10,08 10,1 10,12 10,14

)

800

30

%

(

28

600

26

400

24

) ộ đ ( u ỷ u h k

Góc quay trục khuỷu (độ)

c ụ r t y a u q c ó G

200

22

Độ mở chân ga (%)

a g n â h c ở m ộ Đ

0

20

10

10,02 10,04 10,06 10,08 10,1 10,12 10,14

Thời gian (s)

Biến thiên tốc độ và mô men động cơ theo góc quay trục khuỷu

Biến thiên tốc độ động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol ở chế độ chuyển tiếp theo góc quay trục khuỷu xét trong một chu kỳ làm việc của động cơ khi thay đổi độ mở ga 10% lên 25% trong một khoảng thời gian nhỏ và tốc độ động cơ trung bình được thiết lập giới hạn bằng 1200 vg/ph tương tự như thiết lập trên băng thử động cơ được thể hiện trên Hình 3.43. Qua đó cho thấy tốc độ động cơ tăng theo chu kỳ sinh công của các xy lanh, tốc độ động cơ tăng thì thời gian hoàn thành một chu kỳ làm việc của động cơ giảm đi và ngược lại.

)

ị

30

%

h t ỉ

(

)

25

.

m N

(

20

h c n e m ô M

15

10

10,2

10,4

10,6

10,8

11

a g n â h c ở m ộ Đ

800 600 400 200 0 -200 -400

10

Mô men chỉ thị (N.m)

Độ mở chân ga (%)

79

)

30

1300

%

ơ c

(

1200

25

) h p

1100

/ g v (

20

1000

g n ộ đ ộ đ c ố T

15

900

a g n â h c ở m ộ Đ

Tốc độ động cơ (vg/ph) Độ mở chân ga (%)

10

800

10

10,2

10,4

10,6

10,8

11

)

30

800

%

(

25

600

20

400

) ộ đ ( u ỷ u h k

Góc quay trục khuỷu (độ)

c ụ r t y a u q c ó G

15

200

Độ mở chân ga (%)

a g n â h c ở m ộ Đ

10

0

10

10,2

10,8

11

10,6

10,4 Thời gian (s)

Biến thiên tốc độ và mô men động cơ khi thay đổi độ mở ga.

Qua việc phân tích tốc độ động cơ ở chế độ ổn định và chuyển tiếp thể hiện trên các Hình 3.42 và 3.43 cho thấy đảm bảo tính thời gian thực của mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

Kết quả tốc độ động cơ giữa mô hình và thực nghiệm (Hình 3.44) ở chế độ tốc độ động cơ được giới hạn đạt giá trị lớn nhất bằng 1600 vg/ph, với độ mở bàn đạp ga được điều khiển thay đổi theo quy luật đã được thể hiện trên Hình 3.15.

2000

) h p

1800

1600

/ g v ( ơ c

1400

1200

1000

g n ộ đ ộ đ c ố T

800

600

0

10

20

30

40

50

60

70

90

80 Thời gian (s)

ne_model

ne_exp

Tốc độ động cơ giữa mô hình và thực nghiệm ở chế độ chuyển tiếp

ne_model- Tốc độ động cơ mô hình; ne_exp- Tốc độ động cơ thực nghiệm.

80

Kết quả mô phỏng cho thấy tại 3 giây đầu tiên tốc độ động cơ mô phỏng vọt lên cao, kết quả này là do đây là thời điểm khởi động của động cơ trong mô phỏng, kết quả chuyển tiếp từ giây thứ 7 đến giây thứ 45 là chế độ chuyển tiếp với bước nhảy 10% tay ga cho thấy đường tốc độ mô phỏng bám sát đường thực nghiệm trong cả quá trình tăng tốc và quá trình giảm tốc, từ giây thứ 45 đến 65 là chế độ chuyển với bước nhảy 20% tay ga và lên đến giây thứ 80 là kết quả chuyển tiếp với bước nhảy 40% tay ga. Giống với kết quả bước nhảy tay

ga nhỏ, hai đường mô phỏng và thực nghiệm bám sát nhau, tuy nhiên tại độ mở ga 50% đường thực nghiệm vọt lên cao hơn đường mô phỏng, kết quả này là do để đảm bảo an toàn băng thử công suất được thiết lập có tốc độ đáp ứng chậm hơn do đó mô men cản tăng lên chậm, còn trong mô phòng mô men cản cho phép điều chỉnh nhanh hơn, nhờ đó tốc độ động cơ ổn định nhanh. Từ kết quả trên cho thấy các thông số a, b, c trong mô hình bơm cao áp được lựa chọn chính xác, và kết quả này cho phép thiết kế bộ điều khiển động cơ lưỡng nhiên liệu làm việc ở chế độ chuyển tiếp.

3.9. Bộ điều khiển động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và mô

hình mô phỏng

Từ kết quả ở trên cho thấy mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol đã đạt được độ chính xác cần thiết trong các chế độ ổn định và chuyển tiếp, bước tiếp theo là thiết kế chương trình điều khiển vòi phun và tay ga bơm cao áp cho mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu đảm bảo phối hợp chính xác giữa lượng phun diesel và ethanol với các tiêu chí cho trước như lambda, tỷ lệ thay thế ở cả hai chế độ ổn định và chuyển tiếp. Vấn đề này lần lượt được trình bày sau đây.

3.9.1. Sơ đồ tổng quan bộ điều khiển

Mô hình động cơ

Tín hiệu chân ga

Mô hình điều khiển

Tín hiệu điều khiển Tín hiệu cảm biến

Sơ đồ tổng quan mô hình điều khiển

Sơ đồ tổng quan mô hình điều khiển được thể hiện trên Hình 3.45, trong đó tín hiệu chân ga người lái thay vì điều khiển trực tiếp bơm cao áp như trên động cơ nguyên bản thì ở đây chân ga sẽ điều khiển cảm biến chân ga và tín hiệu này được đưa vào mô hình điều khiển, tín hiệu này kết hợp với các tín hiệu từ các cảm biến trên động cơ bao gồm tốc độ trục khuỷu, vị trí trục cam, vị trí tay ga bơm cao áp, nhiệt độ động cơ (trường hợp trên động cơ thực) mô hình điều khiển sẽ tính toán xác định vị trí tay ga bơm cao áp yêu cầu và lượng phun ethannol yêu cầu rồi gửi tín hiệu này tới động cơ để điều khiển vị trí tay ga bơm cao áp và thời gian phun nhiên liệu ethanol.

3.9.2. Thuật toán điều khiển

Khác với nguyên lý điều khiển bơm cao áp điều tốc đa chế là chân ga quyết định tốc độ động cơ yêu cầu, khi tốc độ thay đổi thì điều tốc hiệu chỉnh lại lượng nhiên liệu để đạt tới tốc độ yêu cầu của chân ga, thì ở trong các bộ điều khiển động cơ diesel, tín hiệu chân ga lại mang thông tin về mô men người lái yêu cầu giống như trường hợp điều tốc hai chế độ, việc điều khiển này được áp dụng trên tất cả các bộ điều khiển động cơ diesel dành cho phương tiện cơ giới đường bộ [82]. Dựa vào tín hiệu đầu vào là mô men yêu cầu, bộ điều khiển sẽ điều khiển lượng nhiên liệu phun hoặc áp suất tăng áp (nếu trang bị) để đạt được mô men yêu cầu đó, ngoài ra trong điều khiển các thông số khác như lượng khí thải luân hồi, áp suất phun trên động cơ Common-Rail đều là các hàm phụ thuộc vào tốc độ động cơ và mô men động cơ. Trong thiết kế bộ điều khiển phun ethanol, kết quả thí nghiệm cho thấy lượng phun ethanol lớn nhất không những phụ thuộc vào tốc độ động cơ mà còn phụ thuộc mô men động cơ, do đó nghiên cứu sinh lựa chọn phương pháp điều khiển theo mô men động cơ. Sơ đồ điều khiển được giới thiệu trên Hình 3.46.

81

Khi ở chế độ phun ethanol, tín hiệu chân ga người lái và tốc độ động cơ được đưa vào bảng tra để xác định mô men yêu cầu, giá trị mô men này được giới hạn bởi hệ số dư lượng không khí thông qua chương trình giới hạn lambda. Mô men yêu cầu sau giới hạn được đưa

vào khối xác định lượng diesel và ethanol cần thiết, đầu ra lượng ethanol yêu cầu được hiệu chỉnh theo nhiệt độ động cơ nhằm giới hạn lượng ethanol khi nhiệt độ động cơ thấp, lượng giới hạn này sẽ được bù vào lượng diesel nhằm đảm bảo giữ được mô men đầu ra. Lượng ethanol sau đó được đưa tới bảng đặc tính vòi phun để xác định thời gian mở kim phun cũng như hiệu chỉnh lại theo điện áp ắc quy đảm bảo chính xác lượng cung cấp. Lượng nhiên liệu diesel sau khi hiệu chỉnh được đưa tới đặc tính bơm cao áp để xác định vị trí tay ga bơm nhiên liệu yêu cầu. Giá trị tay ga được so sánh với vị trí tay ga thực của bơm và đưa tới đầu vào bộ điều khiển vòng kín PID, đầu ra của bộ điều khiển này là giá trị độ rộng xung PWM (Pulse Width Modulation) để điều khiển động cơ kéo tay ga bơm cao áp. Khi ở chế độ không phun ethanol, tín hiệu độ mở bàn đạp chân ga được gửi trực tiếp đến bộ điều khiển PID và không qua bất kỳ chương trình tính toán nào.

% ga PID MAP bơm cao áp ngược Điều biến độ rộng xung PWM điều khiển động cơ kéo ga

Độ mở tay ga bơm cao áp (%)

Tín hiệu chân ga người lái Mô men động cơ yêu cầu ne (vg/ph) Lượng diesel yêu cầu

Lượng ethanol yêu cầu Hiệu chỉnh lượng ethanol theo nhiệt độ động cơ Tín hiệu chọn chế độ phun hoặc không ethanol

Nhiệt độ động cơ

Sơ đồ thuật toán điều khiển

Độ rộng xung phun ethanol Điều khiển vòi phun ethanol theo góc quay trục khuỷu Đặc tính ngược vòi phun ethanol

3.9.2.1. Mô men yêu cầu

82

Mô men yêu cầu là hàm của vị trí chân ga, được lựa chọn đơn giản là dạng hàm tuyến tính bậc nhất (Hình 3.47), trong đó tại vị trí 0% chân ga tương ứng với trường hợp không tải có mô men yêu cầu = 0 N.m, và tại 100% chân ga tương ứng với mô men lớn nhất của động cơ = 165 N.m. Tín hiệu tốc độ đưa vào khối này nhằm giới hạn lại mô men yêu cầu tại tốc độ định mức của động cơ là 4000 vg/ph, theo đó khi tốc độ động cơ lớn hơn 4000 vg/ph mô

men yêu cầu sẽ giảm dần và xuống đến 0 N.m tại 4200 vg/ph. Các giá trị tốc độ 4000 và 4200 được xác định theo đặc tính của hãng sản xuất.

)

165

180

.

148,5

m N

160

132

140

115,5

120

99

100

82,5

66

80

49,5

( u ầ c u ê y n e m ô M

60

33

40

16,5

0

20 0

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90 100 Vị trí chân ga (%)

Mô men yêu cầu

3.9.2.2. Lượng phun diesel và ethanol chế độ ổn định

Lượng phun diesel và ethanol chế độ ổn định là hàm của mô men yêu cầu và tốc độ động cơ được xác định trên băng thử công suất AVL đặt tại Trường Đại Học Công nghệ Giao thông vận tải (ĐH CN GTVT) với các đặc điểm như sau:

- Lượng thay thế ethanol lớn nhất;

- Hệ số dư lượng không khí  ≥ 1,2 nhằm giới hạn khói đen;

- Giới hạn kích nổ động cơ;

- Động cơ hoạt động ổn định không có sự dao động của tốc độ và mô men.

Thực nghiệm được tiến hành khi nhiệt độ động cơ đạt tới 70oC. Băng thử công suất được cố định tốc độ động cơ từ tốc độ không tải 750 vg/ph lên 3500 vg/ph với bước nhảy 250 vg/ph, tại mỗi vị trí tốc độ điều chỉnh mô men từ không tải lên đến mô men định mức bằng cách cố định tay ga bơm cao áp tại vị trí thấp nhất có thể (bắt đầu từ không tải) nâng dần mô men lên bằng biện pháp tăng dần thời gian phun ethanol, bước nhảy mô men cần mịn trong khoảng từ 5  10 N.m, giới hạn lượng phun ethanol dựa vào điều kiện ràng buộc bao gồm: kích nổ (đo từ cảm biến kích nổ); hệ số  (đo từ cảm biến  dải rộng); dao động tốc độ và mô men động cơ nhỏ hơn hoặc bằng 1% giá trị đo; khi đạt đến giới hạn của một trong các điều kiện ràng buộc thì giảm lượng ethanol xuống từ 5  10% và tăng độ mở của tay ga bơm cao áp lên 1  2% và hiệu chỉnh tiếp lượng ethanol, các bước tiến hành ở trên cho thấy tại vùng không tải và tải nhỏ tỷ lệ thay thế thấp hơn giới hạn, tuy nhiên tính từ thời điểm tay ga bơm cao áp bắt đầu tăng lên thì tỷ lệ ethanol thay thế luôn luôn đạt mức cao nhất. Do tại các giá trị tốc độ động cơ, mô men động cơ đạt được không trùng nhau, do đó cần thêm một bước hiệu chỉnh lại sao cho bước nhảy mô men tại các vị trí tốc độ động cơ trùng nhau để xây dựng MAP phun cho diesel và ethanol theo mô men và tốc độ động cơ, bước hiệu chỉnh này được thực hiện trên Matlab thông qua công cụ Curve-fitting.

83

Hình 3.48 và 3.49 thể hiện các đường đồng mức của lượng phun diesel và ethanol theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ đo trên băng thử. Lượng phun diesel và ethanol theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ được thể hiện qua các Bảng 3.13 và 3.14. Kết quả cho thấy lượng diesel tăng đều theo mô men yêu cầu, ít thay đổi theo tốc độ động cơ ở vùng mô men

thấp và trung bình, tuy nhiên lượng diesel tăng nhanh ở vùng tốc độ động cơ và mô men yêu cầu lớn. Kết quả lượng ethanol cho thấy cũng giống như lượng diesel ở vùng mô men thấp và trung bình lượng phun tăng đều theo mô men và ít thay đổi theo tốc độ động cơ. Ở vùng mô men cao tốc độ thấp lượng phun ethanol tăng nhanh, tuy nhiên ở vùng tốc độ động cơ cao thì lượng phun ethanol lại giảm.

Lượng phun diesel yêu cầu theo mô men và tốc độ động cơ

Lượng phun ethanol yêu cầu theo mô men và tốc độ động cơ

Bảng 3.13. Lượng phun diesel theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ

Bảng thông số về lượng phun này được nạp vào bảng tra 2D và sử dụng thuật toán nội suy tuyến tính đã được cung cấp sẵn trong Matlab Simulink.

800

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0,0056 0,0070 0,0088 0,0109 0,0129 0,0140 0,0144 0,0144 0,0143 0,0143 0,0144 0,0145

0,0043 0,0066 0,0086 0,0101 0,0115 0,0128 0,0133 0,0131 0,0129 0,0131 0,0134 0,0138

0,0050 0,0069 0,0087 0,0104 0,0119 0,0122 0,0119 0,0126 0,0144 0,0163 0,0176 0,0185

0,0052 0,0075 0,0095 0,0110 0,0119 0,0133 0,0148 0,0147 0,0144 0,0167 0,0216 0,0274

0,0056 0,0075 0,0096 0,0114 0,0116 0,0114 0,0125 0,0149 0,0185 0,0229 0,0279 0,0330

0,0060 0,0074 0,0097 0,0119 0,0113 0,0096 0,0102 0,0150 0,0226 0,0291 0,0342 0,0386

0,0064 0,0074 0,0098 0,0123 0,0110 0,0077 0,0079 0,0152 0,0266 0,0354 0,0404 0,0442

Tốc độ động cơ (vg/ph) Mô men yêu cầu (N.m) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 135 150 165

Bảng 3.14. Lượng phun ethanol theo mô men yêu cầu và tốc độ động cơ

800

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0,0021 0,0041 0,0060 0,0079 0,0099 0,0125

0,0040 0,0052 0,0065 0,0083 0,0105 0,0132

0,0036 0,0050 0,0066 0,0085 0,0110 0,0146

0,0038 0,0049 0,0064 0,0085 0,0111 0,0139

0,0042 0,0056 0,0075 0,0103 0,0142 0,0181

0,0047 0,0064 0,0086 0,0120 0,0173 0,0222

0,0051 0,0071 0,0097 0,0138 0,0204 0,0264

Tốc độ động cơ (vg/ph) Mô men yêu cầu (N.m) 0 15 30 45 60 75

84

800

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0,0156 0,0194 0,0235 0,0279 0,0324 0,0369

0,0169 0,0214 0,0258 0,0298 0,0335 0,0372

0,0188 0,0223 0,0248 0,0266 0,0282 0,0296

0,0170 0,0206 0,0238 0,0249 0,0240 0,0225

0,0207 0,0218 0,0212 0,0193 0,0167 0,0139

0,0245 0,0230 0,0186 0,0138 0,0095 0,0053

0,0282 0,0242 0,0160 0,0083 0,0022 0,0000

Tốc độ động cơ (vg/ph) Mô men yêu cầu (N.m) 90 105 120 135 150 165

Do ethanol có tốc độ bay hơi phụ thuộc vào nhiệt độ động cơ nên khi nhiệt độ động cơ thấp cần hạn chế lượng ethanol để đảm bảo lượng ethanol phun vào hóa hơi và tham gia vào quá trình cháy hoàn toàn. Tuy nhiên khi giảm lượng phun ethanol thì cần phải bù lại lượng diesel tương ứng để đảm bảo công suất động cơ không thay đổi. Do nhiệt trị của hai nhiên liệu khác nhau, nên cần phải xác định lượng diesel thông qua nhiệt trị của hai nhiên liệu:

Lượng nhiên liệu diesel thêm vào minj_die_corr do hiệu chỉnh lại lượng ethanol được xác định theo phương trình 3.13.

(3.13) (g/chu kỳ)

Trong đó:

minj_eth- Lượng ethanol xác định từ bảng tra;

temp_coef- Hệ số hiệu chỉnh theo nhiệt độ  1 (trong đó temp_coef = 1 là không hiệu chỉnh, temp_coef = 0 là không phun ethanol).

Lượng ethanol sau hiệu chỉnh minj_eth_after_corr được xác định theo phương trình 3.14.

(3.14) (g/chu kỳ)

3.9.2.3. Điều khiển giới hạn hệ số  chế độ chuyển tiếp

Ở chế độ chuyển tiếp (tăng tốc) của động cơ diesel nguyên bản lượng nhiên liệu được điều khiển cung cấp ở chế độ định mức cho đến khi đạt được tốc độ yêu cầu, lượng nhiên liệu này đã được hãng sản xuất tính toán phù hợp để đảm bảo không đạt đến ngưỡng khói đen ( >1,1  1,2).

Tuy nhiên khi phun thêm nhiên liệu ethanol vào  sẽ thay đổi có thể tăng lên hoặc giảm đi khi so sánh ở cùng tốc độ và mô men, đặc biệt ở thời điểm chuyển tiếp khi mà đạp ga đột ngột sẽ dẫn tới hiện tượng thừa nhiên liệu trong khoảng vài giây đầu do lúc này quả ga của bơm cao áp được điều chỉnh cung cấp lượng nhiên liệu lớn nhất do tốc độ động cơ chưa đạt tới ngưỡng điều tốc làm việc đồng thời lượng ethanol đang được điều chỉnh ở mức cao. Để giải quyết vấn đề trên, trong nghiên cứu này sử dụng biện pháp hiệu chỉnh lại lượng phun ethanol trong thời kỳ chuyển tiếp.

Biện pháp hiệu chỉnh lượng phun được xây dựng dựa trên cơ sở bộ lọc thông thấp bậc nhất có dạng như sau:

y(k) = a.x(k) + (1-a).y(k-1) (3.15)

85

Trong đó:

y(k) và y(k-1) là lượng phun ethanol sau lọc thời điểm k và k-1;

x(k) là lượng phun ethanol sau bảng tra;

a thể hiện tần số cắt (cut off frequency) được xác định như sau:

a=t/T (3.16)

Trong đó:

t là thời gian của một chu kỳ tính (giây) giá trị này chính là thời gian giữa hai lần tính toán trong ECU là 0,005s;

T là thời gian được lựa chọn bằng thực nghiệm sao cho 0 < a ≤ 1. Nếu a=1 thì tần số cắt ≈ 0 (rad/sample), a càng giảm thì tần số cắt càng tăng. Do đó T phụ thuộc rất nhiều vào động học của bơm cao áp và động học của động cơ điện điều khiển tay ga, để đơn giản thì trong nghiên cứu này T được xác định thông qua thực nghiệm ở chế độ chuyển tiếp sao cho đảm bảo  ≥ 1,2. Kết quả thực nghiệm cho thấy lựa chọn T tại 1s là đạt yêu cầu.

3.9.2.4. Xác định vị trí tay ga và thời gian phun ethanol

Map ngược bơm cao áp

Lượng phun diesel (g/chu trình) sau hiệu chỉnh được đưa vào bảng tra để xác định vị trí tay ga của bơm cao áp, đây là bảng tra thể hiện mối quan hệ của vị trí tay ga theo lượng nhiên liệu phun và tốc độ động cơ. Bảng tra này là bảng tra ngược của map lượng nhiên liệu phun diesel (Hình 3.21). Công cụ “curve fitting” của Matlab được sử dụng để xác định bảng tra ngược này. Map ngược được thể hiện trên Hình 3.50.

3.9.3. Đánh giá mô hình điều khiển trên mô hình động cơ

Việc đánh giá mô hình điều khiển trên mô hình động cơ được lựa chọn thực hiện ở hai chế độ: chế độ ổn định và chế độ chuyển tiếp. Các đánh giá ở hai chế độ nêu trên lần lượt được trình bày sau đây.

3.9.3.1. Đánh giá mô hình điều khiển trên mô hình động cơ ở chế độ ổn định

86

Kết quả đánh giá mô hình điều khiển trên mô hình động cơ và thực nghiệm ở chế độ ổn định được lựa chọn tại 100% tải với tốc độ động cơ thay đổi từ 1000  3500 vg/ph với bước nhảy 500 vg/ph trong trường hợp có phun ethanol được thể hiện trên Hình 3.51.

)

λ

170

1,50

.

m N

1,45

165

( ơ c

1,40

160

1,35

155

1,30

150

1,25

g n ộ đ n e m ô M

145

1,20

140

1,15

1000

1500

2000

2500

3000

3500

Tb_model

Tb_exp

Tốc độ động cơ (vg/ph) λ_exp λ_model

Mô men động cơ và hệ số  tại chế độ tải 100% với tốc độ động cơ thay đổi trong trường hợp có phun ethanol

Kết quả cho thấy, mô men động cơ và hệ số  trên mô hình động cơ luôn bám với mô men động cơ và hệ số  thực nghiệm tại cùng chế độ. Cụ thể là sai lệch mô men lớn nhất giữa mô hình và thực nghiệm là 1,38% tại tốc độ động cơ bằng 1000 vg/ph; sai lệch mô men nhỏ nhất giữa mô hình và thực nghiệm là 0,017% tại tốc độ động cơ bằng 2500 vg/ph; sai lệch mô men trung bình trên toàn dải tốc độ động cơ là 0,51%. Sai lệch hệ số  lớn nhất giữa mô phỏng và thực nghiệm là 2,19% tại tốc độ động cơ bằng 2000 vg/ph; sai lệch hệ số  nhỏ nhất giữa mô phỏng và thực nghiệm là 0,23% tại tốc độ động cơ bằng 3000 vg/ph; sai lệch hệ số  trung bình trên toàn dải tốc độ động cơ là 1,17%.

Từ kết quả này so sánh với kết quả đánh giá mô men và công suất động cơ đã được đề cập trong Hình 3.37, cho thấy mô men động cơ trên mô hình có sử dụng bộ điều khiển có sai lệch so với kết quả mô phỏng là do MAP điều khiển của bộ điều khiển trên mô hình động cơ có sai lệch trong quá trình chuyển đổi từ MAP thuận sang MAP ngược. Từ đó cho thấy bộ điều khiển đảm bảo yêu cầu.

3.9.3.2. Đánh giá bộ điều khiển trên mô hình động cơ ở chế độ chuyển tiếp

Chế độ chuyển tiếp được lựa chọn để đánh giá bộ điều khiển: thay đổi độ mở chân ga yêu cầu từ 10  100% theo thời gian với bước nhảy 25% (Hình 3.52), tốc độ động cơ được đặt giống trên băng thử công suất là 1500 vg/ph. Kết quả đánh giá bộ điều khiển ở chế độ chuyển tiếp được thể hiện trên Hình 3.52. Kết quả cho thấy, khi động cơ mô hình bắt đầu khởi động từ thời gian 0s thì tốc độ động cơ mô hình tăng vọt và ngay sau đó giảm nhanh về tốc độ làm việc không tải và ổn định ở tốc độ 800 vg/ph tương ứng với độ mở chân ga 10%. Khi thay đổi độ mở chân ga từ 10  25% tốc độ động cơ mô hình và thực nghiệm đều đồng thời tăng nhanh và lớn hơn 1500 vg/ph tuy nhiên tốc độ động cơ thực nghiệm tăng đến 1678 vg/ph trong khi tốc độ động cơ mô hình tăng đến 1513 vg/ph, ngay sau khi tăng thì tốc độ động cơ thực nghiệm và mô hình đều giảm và xoay quanh giá trị 1500 vg/ph. Ở các bước thay đổi độ mở chân ga từ 25  50  75  100% thì tốc độ động cơ mô hình luôn bám tốc độ động cơ thực nghiệm.

87

Khi thay đổi độ mở chân ga từ 10  25%, tốc độ động cơ tăng lên trước đạt đến 1500 vg/ph thì phanh bắt đầu tạo mô men cản làm cho mô men động cơ bắt đầu tăng lên, mô men động cơ thực nghiệm tăng nhanh và lớn hơn mô men động cơ mô hình, sau đó với các độ mở chân ga từ 25  50  75  100% mô men động cơ mô hình và thực nghiệm đều tăng lên cùng thời điểm tăng độ mở chân ga và mức thay đổi mô men khá giống nhau.

Lượng nhiên liệu yêu cầu được tính toán trong ECU ở trên mô hình động cơ và thực nghiệm khá tương đồng, điều này có thể cho thấy bộ điều khiển thiết kế trong mô phỏng giống như bộ điều khiển làm việc trên động cơ thực

Kết quả hệ số  cũng tương đồng giữa mô hình và thực nghiệm. Tại giai đoạn gần vùng toàn tải hệ số  mô hình gần bằng hệ số  thực nghiệm và đều lớn hơn 1,2.

a)

Qua các phân tích trên cho thấy mô phỏng và thực nghiệm giống nhau. Từ đó, cho thấy bộ điều khiển của động cơ làm việc ổn định và đáp ứng được quá trình điều khiển cho động cơ.

) h p

)

%

(

/ g v ( e n

a g n â h c ở m ộ Đ

ne_exp ne_model Chân ga

2000 1750 1500 1250 1000 750 500

100 80 60 40 20 0

0

10

20

30

40

50

b)

)

.

m N

)

%

(

( b T

Tb_exp Tb_model Chân ga

a g n â h c ở m ộ Đ

180 160 140 120 100 80 60 40 20 0

100 80 60 40 20 0

0

10

20

30

40

50

c)

0,03

0,02

)

%

0,01

(

) ỳ k u h c / g ( e g

a g n â h c ở m ộ

0,00

0

10

30

40

100 80 60 40 20 0 50 Đ

m_inj_die_model

m_inj_die_exp m_inj_eth_model

20 m_inj_eth_exp Chân ga

d)

λ

)

%

(

λ_exp λ_model Chân ga

a g n â h c ở m ộ Đ

2,2 2 1,8 1,6 1,4 1,2 1

100 80 60 40 20 0

0

10

40

50

30 20 Thời gian (s)

Tốc độ động cơ, mô men động cơ, tiêu hao nhiên liệu và hệ số  ở chế độ chuyển tiếp

a) Tốc độ động cơ; b) Mô men động cơ; c) Tiêu hao nhiên liệu; d) Hệ số .

88

ne_exp- Tốc độ động cơ thực nghiệm; ne_model- Tốc độ động cơ mô hình; Tb_exp- Mô men động cơ thực nghiệm; Tb_model- Tốc độ động cơ mô hình; _exp- Hệ số  thực nghiệm; _model- Hệ số  mô hình.

3.10. Kết luận chương 3

Đã thiết kế được hệ thống cung cấp lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol nhằm mục đích chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

Đưa ra được bộ số liệu thực nghiệm về quy luật phối khí, lưu lượng khí qua xupáp nạp và thải, áp suất xy lanh, đặc tính bơm cao áp và đặc tính vòi phun ethanol cho động cơ Hyundai D4BB. Các bộ dữ liệu này được sử dụng để xây dựng mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và đánh giá độ tin cậy của mô hình động cơ.

Đã phân tích được số liệu thực nghiệm để xác định các thông số đầu vào cho mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol như: hệ số lưu lượng của dòng khí đi qua xupáp; tốc độ tỏa nhiệt; thời điểm bắt đầu cháy và khoảng thời gian cháy; phần nhiên liệu đã cháy trong từng giai đoạn cháy khác nhau.

Đã xây dựng được mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol. Từ các kết quả đánh giá độ tin cậy của mô hình như đã phân tích ở trên cho thấy mô hình động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol đảm bảo tin cậy. Vì vậy có thể sử dụng mô hình động cơ này cho các nghiên cứu tiếp theo.

Thiết kế được bộ điều khiển động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol:

Đưa ra được sơ đồ tổng quan bộ điều khiển; thuật toán điều khiển mô men động cơ yêu cầu; thuật toán điều khiển lượng phun diesel và ethanol ở chế độ ổn định; thuật toán điều khiển giới hạn hệ số dư lượng không khí  ở chế độ chuyển tiếp; thuật toán xác định vị trí tay ga và thời gian phun ethanol. Các thuật toán này được biên dịch và nạp vào ECM‐0565‐ 128‐0702‐C của hãng Woodward rồi tiến hành thực nghiệm động cơ.

89

Bộ điều khiển đảm bảo điều khiển được mô men động cơ yêu cầu, lượng phun diesel, lượng phun ethanol, giới hạn hệ số dư lượng không khí , xác định vị trí tay ga và thời gian phun ethanol phù hợp với các chế độ làm việc của động cơ theo yêu cầu đặt ra, đảm bảo cho động cơ làm việc ổn định ở tất cả các chế độ làm việc.

CHƯƠNG 4 NGHIÊN CỨU THỰC NGHIỆM

4.1. Đặt vấn đề và mục tiêu thực nghiệm

Để đánh giá được các đặc tính kỹ thuật và phát thải của động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol so với động cơ sử dụng nhiên liệu diesel truyền thống thì cần phải thực nghiệm động cơ trên băng thử. Chương này sẽ trình bày cụ thể các kết quả thực nghiệm hai trường hợp trên tại các chế độ làm việc ổn định và chuyển tiếp.

Nghiên cứu thực nghiệm nhằm giải quyết các mục tiêu sau:

- Đánh giá ảnh hưởng của tỷ lệ diesel-ethanol đến tính năng kỹ thuật, phát thải của động cơ ở chế độ ổn định và chuyển tiếp;

- Đánh giá ảnh hưởng của một số yếu tố mà nghiên cứu mô phỏng chưa chỉ ra được như giới hạn kích nổ và sự rung động khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế.

4.2. Phạm vi nghiên cứu thực nghiệm

Thực nghiệm được thực hiện trên động cơ diesel D4BB trên băng thử động cơ với các chế độ ổn định cũng như chuyển tiếp trong toàn bộ vùng làm việc của động cơ.

Quá trình thực nghiệm tập trung thu thập các dữ liệu cần thiết để đánh giá các thông số đặc tính động học và động lực học, cũng như hiệu suất làm việc, các thành phần phát thải, nhiệt độ dung dịch làm mát động cơ, nhiệt độ khí thải, lượng tiêu hao diesel và ethanol, rung động động cơ, lưu lượng không khí, hệ số  tại các chế độ tải khác nhau. Không đánh giá độ bền và tuổi thọ của động cơ.

4.3. Điều kiện nghiên cứu thực nghiệm

Động cơ D4BB và các trang thiết bị được lựa chọn và sử dụng trong nghiên cứu thực nghiệm như đã được trình bày trong phần đối tượng nghiên cứu và trang thiết bị nghiên cứu ở Chương 3. Đồng thời cảm biến kích nổ được sử dụng để đo rung động của động cơ.

Động cơ được bảo dưỡng trước khi thực nghiệm nhằm đảm bảo độ ổn định trong suốt quá trình thực nghiệm như: thay dầu bôi trơn, kiểm tra hệ thống nhiên liệu, thay các lọc dầu bôi trơn và lọc nhiên liệu…

Đối với băng thử phải tiến hành hiệu chuẩn các thiết bị trước khi thực nghiệm nhằm đảm bảo kết quả đo được chính xác.

Thực nghiệm được tiến hành theo phương pháp đối chứng với điều kiện nhiệt độ phòng thử và trạng thái động cơ như nhau.

Nhiên liệu diesel sử dụng trong các thực nghiệm được mua tại các cửa hàng xăng dầu trên thị trường và có hàm lượng lưu huỳnh theo tiêu chuẩn nhỏ hơn 500ppm. Nhiên liệu thực nghiệm cần được mua tại cùng một thời điểm nhằm đảm bảo tính chất nhiên liệu không thay đổi trong các thực nghiệm.

4.4. Phương pháp thực nghiệm

Phương pháp thực nghiệm được sử dụng ở đây là phương pháp thực nghiệm đối chứng giữa các loại nhiên liệu được điều khiển với tỷ lệ diesel-ethanol khác nhau bằng cách điều khiển lượng ethanol phun và bàn đạp chân ga ở các chế độ tải khác nhau 50%, 75%, 100% ở chế độ ổn định cũng như ở chế độ chuyển tiếp.

90

Khi thực nghiệm động cơ diesel D4BB trên bằng thử tiến hành đo các thông số như: mô men động cơ, công suất động cơ, áp suất trong xy lanh, hệ số , rung động động cơ và các thành phần khí thải (CO, CO2, HC, NOx, smoke).

4.5. Kết quả thực nghiệm ở chế độ ổn định

Như đã trình bày trong Chương 3: chế độ ổn định thứ nhất được lựa chọn tại các tải 50%, 75%, 100% và tốc độ động cơ được giữ ổn định ở 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế; chế độ ổn định thứ hai được lựa chọn tại các tải 50%, 75%, 100% và tốc độ động cơ được thay đổi từ 1000  3500 vg/ph theo bước nhảy 500 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế. Các kết quả thực nghiệm động cơ ở chế độ ổn định lần lượt được trình bày sau đây.

4.5.1. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến nhiệt tỏa ra

Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu được xác định bằng cách tích phân tốc độ tỏa nhiệt theo biểu thức 4.1.

360 -360

dQn dθ

(4.1) .dθ (J) Qn= ∫

Kết quả nhiệt tỏa ra theo góc quay trục khuỷu khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trên các Hình 4.1 đến 4.3.

1400

1400

1200

1200

1000

1000

) J ( a r a ỏ t t ệ i

) J ( a r a ỏ t t ệ i

800

800

h N

h N

600

600

400

400

200

200

15 30 45 60 75 90

15 30 45 60 75 90

0 -15 0 -200

0 -15 0 -200

Góc quay trục khuỷu (deg)

Góc quay trục khuỷu (deg) ED14,57% ED34,11% ED53,08%

ED10,66% ED26,51% ED42,04%

ED0% ED25,88% ED44,98% ED60,09%

ED0% ED19,29% ED35,47% ED49,12%

Hình 4.1. Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu tại 50% tải khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế

Hình 4.2. Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu tại 75% tải khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế

91

1400

1200

1000

) J ( a r a ỏ t t ệ i

800

h N

600

400

200

15 30 45 60 75 90

0 -15 0 -200

Qua các Hình 4.1 đến 4.3 cho thấy nhiệt tỏa ra tại các tải khác nhau khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế hầu như không thay đổi so với nhiệt tỏa ra của động cơ sử dụng nhiên liệu diesel nguyên bản mặc dù nhiên liệu ethanol có nhiệt trị thấp hơn nhiều so với nhiên liệu diesel. Nhiệt tỏa ra không thay đổi do trong quá trình thực nghiệm động cơ ở chế độ ổn định lượng nhiên liệu diesel cung cấp cho động cơ được điều khiển giảm dần và lượng nhiên liệu ethanol cung cấp cho động cơ được điều khiển tăng lên, lượng nhiên liệu ethanol tăng lên bù vào phần nhiệt tỏa ra bị giảm đi của nhiên liệu diesel.

Góc quay trục khuỷu (deg) ED7,68% ED19,77% ED32,66%

ED0% ED14,22% ED26,6% ED38,19%

Hình 4.3. Nhiệt tỏa ra trong xy lanh động cơ theo góc quay trục khuỷu tại 100% tải khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế

4.5.2. Mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế và tốc độ động cơ

Kết quả thực nghiệm mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế và tốc độ động cơ ở các chế độ tải 50%, 75% và 100% theo tốc độ động cơ được thể hiện trên Hình 4.4. Kết quả cho thấy tỷ lệ ethanol thay thế biến thiên trong khoảng từ 9,29% ở chế độ tải 100% tại tốc độ 3500 vg/ph đến 70,46% ở chế độ tải 50% tại tốc độ 1000 vg/ph. Đồng thời tỷ lệ ethanol thay thế đều giảm dần khi tăng tốc độ động cơ ở các chế độ tải khác nhau. Điều này có thể do khi tốc độ động cơ tăng thì nhiệt độ động cơ tăng dẫn đến kích nổ động cơ, do đó khi tăng tốc độ động cơ phải điều khiển giảm tỷ lệ ethanol thay thế để không sảy ra kích nổ.

)

75

%

65

55

45

35

25

( ế h t y a h t l o n a h t e ệ l

ỷ T

15

5 1000

1500

2000

2500

3000

50% tải

75% tải

3500 Tốc độ động cơ (vg/ph) 100% tải

Hình 4.4. Mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế và tốc độ động cơ tại các chế độ tải khác nhau

92

4.5.3. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến suất tiêu hao năng lượng

Kết quả suất tiêu hao năng lượng (BSEC) tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.5.

12,5

.

) h W k

12,0

/ J M

11,5

( g n ợ ư

l

11,0

10,5

10,0

g n ă n o a h u ê i t t ấ u S

9,5

9,0

1000

1500

2000

2500

3000

3500 Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 75% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol

50% tải không phun ethanol 75% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.5. Suất tiêu hao năng lượng tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% khi thay đổi tốc độ động cơ

trong hai trường hợp không phun và có phun ethnaol

Qua Hình 4.5 cho thấy:

Tại tải thấp 50% BSEC khi có phun ethanol cao hơn khi không phun ethanol trên toàn dải tốc độ động cơ, điều này cũng chứng tỏ tại tải thấp hiệu quả thay thế kém trên toàn dải tốc độ động cơ nhưng cho phép tỷ lệ ethanol thay thế lớn hơn tại tải cao.

Tại 75% tải trong khoảng tốc độ động cơ từ 1000 vg/ph đến nhỏ hơn 3000 vg/ph thì BSEC lớn hơn, trong khoảng tốc độ từ 3000  3500 vg/ph thì BSEC nhỏ hơn không nhiều khi so với trường hợp không phun ethanol, như vậy tại 75% tải tại vùng tốc độ nhỏ hơn 3000 vg/ph thì hiệu quả thay thế thấp hơn, tại vùng tốc độ cao hơn 3000 vg/ph hiệu quả thay thế cao hơn.

Tại tải cao 100%, BSEC trường hợp có phun ethanol tại tốc độ động cơ 2000 vg/ph là 9,61 (MJ/kW.h), tại 3000 là 10,89 (MJ/kW.h) thấp hơn trường hợp chạy diesel gốc lần lượt là 16,8% và 7,82%. Như vậy, khi có ethanol thay thế, BSEC nhỏ hơn khi so sánh trường hợp chạy diesel gốc trên toàn dải tốc độ động cơ. Điều này có thể được giải thích là do trong ethanol có 34,8% khối lượng oxy làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn, dẫn đến BSEC nhỏ hơn. Kết quả nghiên cứu [5, 61] cũng cho thấy kết quả tương tự.

93

Kết quả BSEC theo tỷ lệ ethanol thay thế tại các chế độ tải khác nhau ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph được giới thiệu trong Hình 4.6. Qua đó cho thấy khi tỷ lệ thay thế tăng lên, BSEC ở 50% tải tăng lên, ở 75% tải ít thay đổi, trong khi tại 100% tải giảm xuống đáng kể. Kết quả này cho thấy hiệu quả thay thế tại tải thấp kém hơn tại tải cao, tuy nhiên tỷ lệ thay thế cho phép tại tải thấp đạt cao hơn. Kết quả nghiên cứu [6, 28] cũng có những nhận định tương tự.

) h W k

/ J M

( g n ợ ư

l

g n ă n o a h u ê i t t ấ u S

11,0 10,8 10,6 10,4 10,2 10,0 9,8 9,6 9,4 9,2 9,0

0

10

20

30

40

50

60

70

50% tải

75% tải

Tỷ lệ thay thế (%) 100% tải

Hình 4.6. Suất tiêu hao năng lượng tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

4.5.4. Xác định tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất

) r a b ( h n a l

Như đã trình bày, khi chuyển đổi động cơ diesel sang dùng lưỡng nhiên liệu phải bảo đảm mô men không đổi. Ngoài ra phải bảo đảm động cơ không bị kích nổ. Đây là tiêu chí để xác định tỷ lệ thay thế ethanol lớn nhất.

y x t ấ u s p Á

100 90 80 70 60 50 40 30 -15 -10 -5

0

5

10 15 20 25

Góc quay trục khuỷu (độ) 3 ms 0 ms 7 ms 5 ms

Hình 4.7. Diễn biến áp suất xy lanh

Diễn biến áp suất xy lanh tại chế độ 100% tải ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph với độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol thay đổi được thể hiện trên Hình 4.7, trong đó độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol thay đổi từ lúc không phun đến 7ms là thời điểm xảy ra hiện tượng kích nổ. Tại độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol là 7ms, đỉnh áp suất dao động mạnh hơn so với độ rộng xung điều khiển phun khác, đây là biểu hiện của hiện tượng kích nổ.

Kết quả kích nổ có thể thấy rõ hơn ở Hình 4.8 và 4.9, trong đó Hình 4.8 thể hiện dao động của tín hiệu đo từ cảm biến kích nổ, kết quả cho thấy trường hợp độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol bằng 7ms thì biên độ dao động của tín hiệu đo lớn hơn rất nhiều so với các trường hợp có độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol nhỏ hơn.

94

Hình 4.9 thể hiện đồ thị phổ của tín hiệu từ cảm biến kích nổ, đồ thị này xây dựng bằng cách lọc bỏ các tần số dao động cao và thấp, đồng thời phân tích phổ bằng phương

Hình 4.8. Tín hiệu dao động thân máy

Hình 4.9. Phổ của tín hiệu dao động thân máy

pháp MUSIC (Multiple Signal Classification) [20], trong đó trục tung thể hiện cường độ tín hiệu (dB) và trục hoành thể hiện tần số (kHz).

Kết quả cho thấy cường độ tín hiệu kích nổ khi độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol bằng 7ms tăng lên rất cao tại tần số 2,5kHz và đặc biệt tại tần số 3,3 kHz, trong khi cũng tại tần số 3,3 kHz này với các độ rộng xung điều khiển vòi phun ethanol nhỏ hơn 7ms cho thấy hầu như không xuất hiện đỉnh hoặc đỉnh rất nhỏ. Bằng biện pháp này có thể cho phép dự đoán thời điểm xảy ra kích nổ để hiệu chỉnh lại lượng ethanol phun vào.

Từ kết quả này cho thấy nếu xét theo tiêu chí kích nổ thì tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất tại tốc độ 2000 vg/ph có thể đạt được là 60,09% ở chế độ 50% tải, 49,12% ở chế độ 75% tải và 38,19% ở chế độ 100% tải. Tuy nhiên ngoài việc xét theo tiêu chí kích nổ động cơ đốt trong còn có những chỉ tiêu và giới hạn khác như hệ số dư lượng không khí, mức độ ổn định, khí thải, độ bền … do đó cần phải xét cụ thể từng mục đích thay thế khác nhau để lựa chọn tỷ lệ thay thế lớn nhất. Dưới đây chỉ đề cập đến điều kiện về hệ số dự lượng không khí .

4.5.5. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến hệ số dư lượng không khí 

Ngoài điều kiện không kích nổ đã xét ở trên, hệ số dư lượng không khí của động cơ phải lớn hơn giới hạn khói đen [9, 14]. Kết quả hệ số dư lượng không khí  của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trên Hình 4.10. Qua đó cho thấy ở chế độ 50% tải hệ số dư lượng không khí  đều lớn hơn 2,63; ở chế độ 75% tải hệ số dư lượng không khí  đều lớn hơn 1,89; ở chế độ 100% tải hệ số dư lượng không khí  đều lớn hơn 1,3 về lý thuyết bảo đảm ngoài giới hạn khói đen đối với buồng cháy ngăn cách [9, 14]. Như vậy cho thấy động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol làm việc bình thường theo điều kiện hệ số .

Đồng thời từ kết quả biến thiên của hệ số dư lượng không khí  đo trên đường thải theo tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện ở Hình 4.10 cho thấy tại 50% và 75% tải  có xu hướng đậm lên, trong khi tại 100% tải  có xu hướng nhạt đi. Điều này có thể là do tại tải thấp hiệu quả sinh công của lượng nhiên liệu ethanol thêm vào thấp hơn ở tải cao, dẫn tới lượng nhiên liệu diesel tại tải thấp giảm đi để giữ mô men thay đổi không đáng kể, kết quả là phải cần nhiều không khí để đốt hỗn hợp hơn làm giảm lượng oxy trong khí thải, tại tải cao (100%) hiệu quả sinh công của ethanol cao hơn dẫn tới lượng diesel giảm nhiều hơn, trong khi tỷ lệ không khí trên nhiên liệu của diesel cao hơn ethanol, hệ quả là  tăng lên. Kết quả nghiên cứu [6] cũng có những nhận định tương tự.

95

Kết quả hệ số dư lượng không khí  của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol ở chế độ thực nghiệm tại các tải khác nhau 50%, 75%, 100% và tốc độ động cơ được thay đổi từ 1000  3500 vg/ph theo bước nhảy 500 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế

được thể hiện trên Hình 4.11. Qua đó cho thấy tại các chế độ tải khác nhau hệ số dư lượng không khí  cũng đều giảm dần khi tăng tốc độ động cơ trong cả hai trường hợp có phun ethanol và không phun ethanol. Trong trường hợp có phun ethanol hệ số  giảm khi tăng tốc độ động cơ là do tỷ lệ ethanol thay thế giảm khi tăng tốc độ động cơ như đã trình bày trong nội dung của phần mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế và tốc độ động cơ.

λ

3,05

2,80

2,55

2,30

2,05

1,80

1,55

1,30

0

10

20

30

40

50

60

70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

50% tải

75% tải

100% tải

Hình 4.10. Hệ số dư lượng không khí  tại các tải 50%, 75%, 100%, tốc độ động cơ được giữ ổn

định bằng 2000 vg/ph khi thay đổi tỷ lệ ethanol thay thế

Qua Hình 4.11 cũng cho thấy ở chế độ tải thấp 50% cho thấy hệ số dư lượng không khí  trong trường hợp có phun ethanol nhỏ hơn trong trường hợp không phun ethanol. Điều này có thể là do tại chế độ tải này oxy trong trong nhiên liệu ethanol dễ kết hợp với cácbon tạo thành khí CO làm cho phát thải CO tăng cao.

λ

3,4 3,2

3,0

2,8 2,6

2,4

2,2 2,0

1,8

1,6 1,4

1,2

1,0

1000

1500

2000

2500

3000

3500

Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol 75% tải không phun ethanol

75% tải phun ethanol 50% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.11. Hệ số dư lượng không khí  theo tốc độ tại các chế độ tải khác nhau

96

Kết quả trên Hình 4.11 cũng cho thấy hệ số  của động cơ nguyên bản xấp xỉ 1,1 và ít thay đổi khi tăng tốc độ động cơ. Trong khi trường hợp có phun ethanol, hệ số  giảm từ 1,45 ở tốc độ 1000 vg/ph xuống 1,25 ở 3500 vg/ph. Biến thiên của hệ số  ở trường hợp có phun ethanol đồng dạng với tỷ lệ ethanol thay thế, đồng thời hệ số  trong trường hợp này cao hơn động cơ nguyên bản là do trong ethanol có chứa oxy.

4.5.6. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến tiêu hao nhiên liệu

Kết quả biến thiên tổng tiêu hao lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol sau khi quy đổi theo lượng diesel tiêu thụ tương đương tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trên Hình 4.12. và các Bảng 4.1 đến 4.3.

Lượng diesel tiêu thụ tương đương được xác định trên cơ sở tiêu hao lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol theo biểu thức sau:

minj_eth.LHVeth LHVdie

(4.2) (kg/h) minj_die_simi=minj_die+

Qua Hình 4.12, cho thấy khi tỷ lệ ethanol thay thế tăng lên, lượng diesel tiêu thụ tương đương ở 50% tải tăng lên, ở 75% tải ít thay đổi, trong khi tại 100% tải giảm xuống đáng kể. Kết quả này cho thấy hiệu quả thay thế tại tải thấp kém hơn tại tải cao, tuy nhiên tỷ lệ thay thế cho phép tại tải thấp đạt cao hơn. Đặc điểm này cũng tương đồng như suất tiêu hao năng lượng đã được phân tích ở trên. Kết quả nghiên cứu [6, 28] cũng có những nhận định tương tự.

Kết quả tổng tiêu hao lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol sau khi quy đổi theo lượng diesel tiêu thụ tương đương tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.13. và các Bảng 4.4 đến 4.6.

97

Qua Hình 4.13, cho thấy tại chế độ tải 50% lượng diesel tiêu thụ tương đương lớn hơn, tại chế độ tải 75% lượng diesel tiêu thụ tương đương ít thay đổi, tuy nhiên tại chế độ tải cao 100% thì lượng diesel tiêu thụ tương đương thấp hơn khi so sánh với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ. Cụ thể tại chế độ tải cao 100% khi so sánh với trường hợp không phun ethanol thì lượng diesel tiêu thụ tương đương thấp hơn nhiều nhất 18,60% tại tốc độ 1000 vg/ph và thấp hơn ít nhất 9,31% tại tốc độ 3000 vg/ph. Điều này có thể được giải thích là do trong ethanol có 34,8% khối lượng oxy làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn, dẫn đến lượng diesel tiêu thụ tương đương nhỏ hơn. Kết quả nghiên cứu [5, 61] cũng cho thấy kết quả tương tự. Điều này chứng tỏ tại tải cao 100% hiệu quả thay thế cao hơn, quan điểm này cũng tương đồng khi bàn luận trong phần đánh giá ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến suất tiêu hao năng lượng đã được trình bày ở trên.

8,5

) h

17

) h

8,0

15

7,5

13

7,0

11

6,5

6,0

9

5,5

7

5,0

5

4,5

/ g k ( g n ơ ư đ g n ơ ư t ụ h t u ê i t l e s e i

/ g k ( g n ơ ư đ g n ơ ư t ụ h t u ê i t l e s e i

3

4,0

3,5

d g n ợ ư L

0

d g n ợ ư L

10 20 30 40 50 60 70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

1 1000 1500 2000 2500 3000 3500 Tốc độ động cơ (v/ph)

75% tải

50% tải 100% tải

FC_sum_50% tải có phun FC_sum_50% tải không phun FC_sum_75% tải có phun FC_sum_75% tải không phun FC_sum_100% tải có phun FC_sum_100% tải không phun

đương theo tốc độ động cơ

Bảng 4.1. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại chế độ tải 50% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

Hình 4.12. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế Hình 4.13. Lượng diesel tiêu thụ tương

Tiêu hao diesel (kg/h) 3,92 3,66 3,30 3,06 2,73 2,44 2,20

Tiêu hao ethanol (kg/h) 0,00 0,62 1,15 1,58 2,23 2,76 3,31

Tỷ lệ ethanol thay thế (%) 0,00 14,57 25,88 34,11 44,98 53,08 60,09

Lượng diesel tiêu thụ tương đương (kg/h) 3,92 4,05 4,03 4,06 4,14 4,18 4,29

Bảng 4.2. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại chế độ tải 75% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

Tiêu hao diesel (kg/h) 5,47 5,23 4,82 4,39 4,06 3,75 3,43

Tiêu hao ethanol (kg/h) 0,00 0,62 1,15 1,58 2,23 2,76 3,31

Tỷ lệ ethanol thay thế (%) 0,00 10,66 19,29 26,51 35,47 42,40 49,12

Lượng diesel tiêu thụ tương đương (kg/h) 5,47 5,62 5,55 5,39 5,47 5,49 5,52

98

Bảng 4.3. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại chế độ tải 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph

Tiêu hao diesel (kg/h) 8,10 7,50 6,95 6,43 6,16 5,69 5,36

Tiêu hao ethanol (kg/h) 0,00 0,62 1,15 1,58 2,23 2,76 3,31

Tỷ lệ ethanol thay thế (%) 0,00 7,68 14,22 19,77 26,60 32,66 38,19

Lượng diesel tiêu thụ tương đương (kg/h) 8,10 7,89 7,68 7,43 7,57 7,43 7,45

Bảng 4.4. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại chế độ tải 50% theo tốc độ động cơ

Tốc độ động cơ (v/ph)

Tiêu hao diesel (kg/h)

Tiêu hao ethanol (kg/h)

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

Lượng diesel tiêu thụ tương đương có phun (kg/h)

Tổng tiêu hao nhiên liệu không phun (kg/h)

1000 1500 2000 2500 3000 3500

0,81 1,78 2,50 3,64 4,34 4,97

1,93 2,28 3,04 2,79 3,74 4,46

70,46 56,13 54,84 43,39 46,31 47,30

2,03 3,22 4,41 5,40 6,70 7,78

1,83 2,97 3,92 5,07 6,38 7,52

Bảng 4.5. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại chế độ tải 75% theo tốc độ động cơ

Tốc độ động cơ (v/ph)

Tiêu hao diesel (kg/h)

Tiêu hao ethanol (kg/h)

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

Lượng diesel tiêu thụ tương đương có phun (kg/h)

Tổng tiêu hao nhiên liệu không phun (kg/h)

1000 1500 2000 2500 3000 3500

1,75 2,50 3,31 4,67 6,45 7,66

1,60 2,90 3,97 4,49 3,74 3,91

47,77 53,69 54,56 48,99 36,73 33,77

2,76 4,33 5,82 7,50 8,81 10,12

2,74 4,30 5,72 7,17 8,85 10,53

Bảng 4.6. Lượng diesel tiêu thụ tương đương tại chế độ tải 100% theo tốc độ động cơ

Tốc độ động cơ (v/ph)

Tiêu hao diesel (kg/h)

Tiêu hao ethanol (kg/h)

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

Lượng diesel tiêu thụ tương đương có phun (kg/h)

Tổng tiêu hao nhiên liệu không phun (kg/h)

1000 1500 2000 2500 3000 3500

2,57 4,79 6,31 8,57 11,57 13,12

1,66 1,67 2,23 2,39 1,73 1,34

39,19 25,90 26,13 21,77 12,99 9,29

3,61 5,85 7,72 10,07 12,66 13,97

4,44 6,97 9,22 11,64 13,96 16,25

99

4.5.7. Ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol thay thế đến phát thải của động cơ

Bên cạnh các thông số đánh giá tính năng kỹ thuật của động cơ như đã trình bày ở trên thì cần thiết phải đánh giá phát thải độc hại của động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel- ethanol so với động cơ sử dụng nhiên liệu diesel truyền thống. Nội dung này sẽ được lần lượt trình bày và bàn luận sau đây.

4.5.7.1. Phát thải HC

Biến thiên của hàm lượng HC tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trong Hình 4.14. Kết quả cho thấy khi tỷ lệ thay thế tăng thì phát thải HC cũng tăng theo ở tất cả các chế độ tải. Như chúng ta đã biết phát thải HC là do có một phần nhiên liệu không cháy. Vì vậy khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế phát thải HC tăng có thể do sự hình thành các vùng dập lửa nên màng lửa không lan đến được hay khi màng lửa lan đến được thì nhiệt độ giảm (do ethanol có đặc điểm bay hơi thu nhiệt làm giảm nhiệt độ) không đốt cháy được môi chất công tác tại vùng đó. Đối với động cơ sử dụng buồng cháy ngăn cách sự hình thành các vùng dập lửa nhiều hơn khi so sánh với động cơ sử dụng buồng cháy thống nhất. Đồng thời như đã trình bày trong phần ảnh hưởng của tỷ lệ ethanol đến thời điểm bắt đầu cháy cho thấy thời điểm bắt đầu cháy muộn đi khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế tại cùng chế độ tải, đây cũng có thể là nguyên nhân làm cho quá trình cháy kém hoàn thiện hơn làm phát thải HC tăng.

)

1200

1000

m p p (

C H

800

600

400

200

0

0

10

20

30

40

50

60

70

Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

50% tải

75% tải

100% tải

Hình 4.14. Phát thải HC tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay

đổi tỷ lệ ethnaol thay thế

Qua Hình 4.14 cũng cho thấy phát thải HC tại 50% tải có tốc độ tăng lớn nhất khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế. Điều này có thể là do động cơ D4BB sử dụng buồng cháy ngăn cách nên tồn tại nhiều hiệu ứng sát vách, màng lửa không lan tràn đến nơi được nên phát thải HC tăng, đặc biệt ở vùng tải nhỏ có hỗn hợp nhạt và tỷ lệ ethanol thay thế lớn hơn so với các chế độ tải còn lại làm cho xu hướng cháy không hoàn toàn của môi chất công tác tăng nên lượng HC tăng nhanh hơn. Điều này cũng có thể là do động cơ D4BB sử dụng buồng cháy ngăn cách nên tỷ lệ Flm/Vc lớn làm tăng hiệu ứng sát vách dẫn tới tăng HC. Đồng thời tại chế độ tải này kết quả hệ số  lớn hơn các chế độ tải khác cũng có thể là nguyên nhân làm tăng phát thải HC nhiều nhất.

100

Biến thiên phát thải HC tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.15. Qua đó cho thấy, trường hợp có ethanol thay thế thì phát thải HC đều lớn

hơn khi so với trường hợp chạy diesel gốc ở các chế độ tải khác nhau. Nguyên nhân làm tăng phát thải HC có thể là do sự xuất hiện màng dập lửa và thời điểm bắt đầu cháy muộn hơn trong trường hợp có ethanol thay thế, còn trong trường hợp sử dụng nhiên liệu diesel gốc không xuất hiện màng dập lửa và thời điểm cháy không bị muộn. Các nghiên cứu [5, 39, 61] cũng cho thấy kết quả tương tự.

Đồng thời kết quả thể hiện trên Hình 4.15 cũng cho thấy trong trường hợp có phun ethanol khi tăng tải thì phát thải HC giảm đi rõ rệt trên toàn dải tốc độ động cơ, điều này có thể do khi tải tăng thì tỷ lệ ethanol thay thế giảm làm độ dày màng dập lửa giảm dẫn đến quá trình cháy hoàn thiện hơn và với tỷ ethanol thay thế giảm khi tăng tải thì thời điểm bắt đầu cháy muộn ít hơn tạo điều kiện cho quá trình cháy hoàn thiện hơn.

Qua kết quả thể hiện trên Hình 4.15 cũng cho thấy trong trường hợp có phun ethanol tại từng chế độ tải khi tăng tốc độ động cơ phát thải HC đều giảm, đặc biệt ở các chế độ tải 50%, 75% giảm đi rõ rệt. Nguyên nhân có thể do khi tăng tốc độ động cơ tỷ lệ ethanol thay thế giảm làm độ dày màng dập lửa giảm và thời điểm bắt đầu cháy cũng muộn ít hơn dẫn đến quá trình cháy hoàn thiện hơn.

)

)

5000

70

4500

60

4000

50

3500

3000

40

2500

m p p ( l o a n h t e n u h p ó c C H

30

2000

m p p ( l o n a h t e n u h p g n ô h k C H

1500

20

1000

10

500

0

1000

1500

2000

2500

3000

0 3500

Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol 75% tải không phun ethanol

75% tải phun ethanol 50% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.15. Phát thải HC tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ

4.5.7.2. Phát thải CO

101

Kết quả của hàm lượng CO tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethnaol thay thế được giới thiệu trong Hình 4.16, kết quả cho thấy phát thải CO đều tăng lên tại các chế độ tải khác nhau khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế. Điều này có thể do khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế thời điểm bắt đầu cháy muộn đi và suất hiện các màng dập lửa làm cho quá trình cháy kém hoàn thiện dẫn đến nhiệt độ giảm không đủ để oxy hóa CO thành CO2. Đồng thời tại tải thấp khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế thì phát thải CO tăng nhanh hơn ở tải cao, nguyên nhân có thể do tại tải thấp tỷ lệ ethanol thay thế lớn hơn làm thời điểm bắt đầu cháy muộn hơn và độ dày các màng dập lửa lớn hơn làm quá trình kém hoàn thiện

hơn khi so với chế độ tải cao dẫn đến nhiệt độ giảm nhiều hơn không đủ để oxy hóa CO thành CO2. Tuy nhiên tại chế độ tải cao 100% phát thải CO tăng không đáng kể khi so với các chế độ tải nhỏ hơn, có thể do tỷ lệ ethanol thay thế nhỏ hơn làm cho thời điểm bắt đầu cháy muộn ít hơn và độ dày màng dập lửa nhỏ hơn làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn dẫn đến nhiệt độ giảm không đáng kể đủ để oxy hóa CO thành CO2.

)

2000

m p p (

1500

O C

1000

500

0

0

10

20

30

50

60

40 70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

50% tải

75% tải

100% tải

Hình 4.16. Phát thải CO tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay

đổi tỷ lệ ethnaol thay thế

Biến thiên phát thải CO tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.17.

)

3000

m p p (

2500

O C

2000

1500

1000

500

0

1000

1500

2000

2500

3000

3500 Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol 75% tải không phun ethanol

75% tải phun ethanol 50% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.17. Phát thải CO tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ

102

Qua Hình 4.17 cho thấy:

Tại chế độ tải 50% và 75% khi có phun ethanol thay thế phát thải CO đều cao hơn khi không phun ethanol. Điều này có thể do ở các chế độ tải này khi có ethanol thay thế, thời điểm bắt đầu cháy muộn đi và có sự xuất hiện màng dập lửa làm cho quá trình cháy kém hoàn thiện hơn và nhiệt độ giảm không đủ để oxy hóa CO thành CO2 mặc dù nhiên liệu ethanol có nhiều oxy hơn nhiên liệu diesel.

Tuy nhiên, tại chế độ tải cao 100%, trường hợp có nhiên liệu ethanol thay thế phát thải CO giảm đi rõ rệt khi so sánh với trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc trên toàn dải tốc độ động cơ. Điều này có thể được giải thích là do ở chế độ tải này tỷ lệ ethanol thay thế ít hơn khi so sánh với các chế độ tải nhỏ hơn làm thời điểm bắt đầu cháy muộn ít hơn và độ dày màng dập lửa nhỏ hơn, đồng thời trong nhiên liệu ethanol có ít cácbon và nhiều oxy hơn trong nhiên liệu diesel làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn. Các nghiên cứu [5, 39] cũng có cùng nhận định như vậy.

4.5.7.3. Phát thải NOx

Kết quả hàm lượng NOx tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trên Hình 4.18. Kết quả cho thấy khi tăng tỷ lệ thay thế ở chế độ tải 50% và 75% hàm lượng NOx thay đổi không đáng kể. Nguyên nhân có thể do tại hai chế độ tải này tỷ lệ ethanol thay thế nhiều hơn ở chế độ 100% tải làm cho thời điểm bắt đầu cháy muộn hơn và độ dày màng dập lửa tăng do đó quá trình cháy kém hoàn thiện hơn dẫn đến nhiệt độ ít thay đổi. Tuy nhiên ở vùng tải cao 100% tỷ lệ ethanol thay thế ít hơn so với chế độ tải nhỏ hơn làm cho thời điểm bắt đầu cháy muộn ít hơn và độ dày màng dập lửa giảm do đó quá trình cháy kiệt hơn làm nhiệt độ cháy tăng, đồng thời với lượng oxy dư thừa khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế, hệ quả là lượng NOx tăng nhanh.

)

m p p (

x

O N

600 550 500 450 400 350 300 250

0

10

20

30

40

50

60

70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

50% tải

75% tải

100% tải

Hình 4.18. Phát thải NOx tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay

đổi tỷ lệ ethnaol thay thế

103

Biến thiên phát thải NOx tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.19. Kết quả cho thấy: tại các chế độ tải khác nhau, trường hợp có nhiên liệu ethanol thay thế phát thải NOx cao hơn nhiều khi so với trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc. Nguyên nhân có thể là do trị số xêtan của ethanol thấp hơn nhiều so với nhiên liệu diesel (theo nghiên cứu của [67] chỉ rằng trị số xêtan của nhiên liệu ethanol bằng 5 ÷ 8, trị số xêtan của nhiên liệu diesel bằng 45 ÷ 50). Trị số xêtan thấp làm cho thời gian cháy trễ tăng và tốc độ tăng áp suất trong xy lanh cũng tăng, kết quả làm cho áp suất trong xy lanh cao hơn và nhiệt độ quá trình cháy lớn hơn. Hơn nữa do hệ số  cao dư thừa oxy nên cũng làm tăng phát thải NOx. Các kết quả nghiên cứu [5, 43, 75] cũng cho kết quả tương tự.

)

1500

m p p (

x

1300

O N

1100

900

700

500

300

100

1000

1500

2000

2500

3000

3500 Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol 75% tải không phun ethanol

75% tải phun ethanol 50% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.19. Phát thải NOx tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ

4.5.7.4. Phát thải CO2

)

135000

m p p (

2

120000

O C

105000

90000

75000

60000

45000

30000

1000

1500

2000

2500

3000

3500 Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol 75% tải không phun ethanol

75% tải phun ethanol 50% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.20. Phát thải CO2 tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ

104

Biến thiên phát thải CO2 tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.20. Qua đó cho thấy phát thải CO2 tăng khi tăng tốc độ động cơ, và phát

thải CO2 tăng cùng với quy luật tăng tải. Các nghiên cứu [5, 61] cũng có kết quả tương đồng. Phát thải CO2 tăng khi tăng tốc độ động cơ có thể là do tỷ lệ ethanol thay thế giảm khi tăng tốc độ động cơ, điều này đã được trình bày trong phần mối quan hệ giữa tỷ lệ ethanol thay thế với tốc độ động cơ. Đồng thời như đã trình bày ở trên, cho thấy phát thải CO2 tăng khi giảm tỷ lệ ethanol thay thế tại các chế độ tải khác nhau ở cùng một tốc độ.

4.5.7.5. Phát thải smoke

Phát thải smoke tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph theo tỷ lệ ethanol thay thế được thể hiện trên Hình 4.21. Kết quả cho thấy phát thải smoke đều giảm ở các chế độ tải khác nhau, đặc biệt ở chế độ 100% tải khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế thì phát thải smoke giảm mạnh có thể do có thể là do trong nhiên liệu ethanol có 34,8% khối lượng là oxy làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn giúp diesel cháy kiệt hơn.

)

5

4

3

N S F ( e k o m S

2

1

0

0

10

20

30

40

50

60

70 Tỷ lệ ethanol thay thế (%)

50% tải

75% tải

100% tải

Hình 4.21. Phát thải smoke tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ 2000 vg/ph khi thay

đổi tỷ lệ ethnaol thay thế

)

8

7

6

N S F ( e k o m S

5

4

3

2

1

0

1000

1500

2000

2500

3000

3500

Tốc độ động cơ (vg/ph)

50% tải phun ethanol 100% tải phun ethanol 75% tải không phun ethanol

75% tải phun ethanol 50% tải không phun ethanol 100% tải không phun ethanol

Hình 4.22. Phát thải smoke tại các chế độ tải khác nhau khi thay đổi tốc độ động cơ

105

Biến thiên phát thải smoke tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ được thể hiện trên Hình 4.22.

Qua đó cho thấy, trường hợp có nhiên liệu ethanol thay thế thì phát thải smoke nhỏ hơn nhiều khi so sánh với trường hợp động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc, đồng thời tải càng cao thì phát thải smoke càng giảm mạnh. Các nghiên cứu [5, 61] cũng có kết quả tương đồng.

Cụ thể, tại tải cao 100%, khi có ethanol thay thế tại tốc độ 1000 vg/ph phát thải smoke giảm nhiều nhất đạt 64,92%, tại tốc độ 3000 (vg/ph) phát thải smoke giảm ít nhất đạt 12,92%. Phát thải smoke giảm có thể là do trong ethanol có 34,8% khối lượng là oxy làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn giúp nhiên liệu diesel cháy kiệt hơn.

4.6. Kết quả thực nghiệm ở chế độ chuyển tiếp

Chế độ chuyển tiếp được lựa chọn là thay đổi độ mở chân ga yêu cầu từ 0  100% theo thời gian (Hình 4.23) với tốc độ động cơ được đặt giới hạn trên băng thử động cơ là 2000 vg/ph vì lý do an toàn cho băng thử động cơ như đã trình bày trong phần quy trình và chế độ thực nghiệm ở Chương 3. Các kết quả thực nghiệm động cơ ở chế độ chuyển tiếp lần lượt được trình bày sau đây.

)

%

(

a g n â h c ở m ộ Đ

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45 Thời gian (s)

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.23. Quy luật thay đổi độ mở chân ga yêu cầu theo thời gian

4.6.1. Tốc độ động cơ

106

Kết quả tốc độ động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể hiện trên Hình 4.24.

)

%

) h p

(

a g n â h c ở m ộ Đ

/ g v ( ơ c g n ộ đ ộ đ c ố T

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

2400 2200 2000 1800 1600 1400 1200 1000 800 600

0

5

10

15

30

35

40

45

25

20 Thời gian (s)

ne_WI

ne_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.24. Tốc độ động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol

ne_WI- Tốc độ động cơ trong trường hợp có phun ethanol; ne_WO- Tốc độ động cơ trong trường hợp không phun ethanol.

Qua Hình 4.24 cho thấy khi tăng độ mở chân ga tốc độ động cơ tăng lên nhanh và đều hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol. Điều này là do trong trường hợp có phun ethanol được điều khiển theo mô men yêu cầu (đã được trình bày trong phần thuật toán điều khiển ở Chương 3), do đó khi tăng ga thì lượng nhiên liệu được cấp nhiều hơn dẫn đến tốc độ tăng lên nhanh hơn.

4.6.2. Mô men động cơ

Kết quả mô men động cơ trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol ở cùng chế độ chuyển tiếp được thể hiện trên Hình 4.25.

)

)

%

.

(

m N

( ơ c

a g n â h c ở m ộ Đ

g n ộ đ n e m ô M

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

180 160 140 120 100 80 60 40 20 0

0

5

10

15

30

35

40

45

25

20 Thời gian (s)

Tb_WI

Tb_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.25. Mô men động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hơp có phun và không phun

ethanol

Tb_WI- Mô men động cơ trong trong trường có phun ethanol; Tb_WO- Mô men động cơ trong trong trường không phun ethanol.

107

Qua Hình 4.25 cho thấy khi tăng độ mở bàn đạp chân ga thì mô men động cơ tăng lên sớm hơn và khi giảm ga thì mô men động cơ giảm đều hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol. Đồng thời khi tăng độ mở chân ga ở vùng nhỏ hơn hoặc bằng 50% mô men động cơ tăng lên sớm và lớn hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol, còn ở vùng độ mở chân ga lớn hơn 50% cho thấy mô men động cơ nhỏ hơn và tăng đều hơn, tại độ mở

chân ga là 100% mô men nhỏ hơn. Khi giảm độ mở chân ga ở vùng lớn hơn 50% thì mô men động cơ nhỏ hơn và giảm đều hơn, còn ở vùng độ mở chân ga nhỏ hơn hoặc bằng 50% thì mô men lớn hơn và giảm đều hơn.

4.6.3. Công suất động cơ

Kết quả công suất động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể thiện trên Hình 4.26.

)

)

35

%

(

30

25

20

15

W k ( ơ c g n ộ đ t ấ u s

a g n â h c ở m ộ Đ

10

5

g n ô C

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Thời gian (s)

Pb_WI

Pb_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.26. Công suất động cơ ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun

ethanol

Pb_WI- Mô men động cơ trong trong trường có phun ethanol; Pb_WO- Mô men động cơ trong trong trường không phun ethanol.

Qua Hình 4.26 cho thấy khi so sánh với trường hợp không phun ethanol thì ở vùng độ mở bướm ga nhỏ hơn hoặc bằng 50% công suất động cơ lớn hơn và tăng lên sớm hơn khi tăng độ mở chân ga, còn khi giảm độ mở chân ga thì mô men động cơ cũng lớn hơn và giảm đều hơn theo độ giảm độ mở chân ga. Tại vùng độ mở chân ga lớn hơn 50% công suất động cơ tăng lên đều hơn và nhỏ hơn khi tăng độ mở chân ga và ngược lại khi giảm độ mở chân ga công suất động cơ giảm đều hơn và nhỏ hơn, tuy nhiên khi độ mở chân ga đạt 100% thì công suất động cơ nhỏ hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol, điều này có thể do đây chưa phải là vùng tốc độ mà động cơ có thể đạt công suất lớn nhất.

4.6.4. Suất tiêu hao năng lượng

Kết quả suất tiêu hao năng lượng trong hai trường hợp không phun và có phun ethanol ở cùng chế độ chuyển tiếp được thể hiện trên Hình 4.27.

108

Qua Hình 4.27 cho thấy suất tiêu hao năng lượng đều thấp hơn trên toàn bộ chu trình khi so sánh với trường hợp không phun ethanol, chứng tỏ hiệu quả thay thế của nhiên liệu ethanol cao hơn rõ rệt. Điều này có thể được giải thích là do trong ethanol có 34,8% khối lượng oxy làm cho quá trình cháy hoàn thiện hơn, dẫn đến suất tiêu hao năng lượng nhỏ hơn.

)

.

10000

100

%

(

) h W k

90

/ J M

80

1000

70

( g n ợ ư

60

l

a g n â h c ở m ộ Đ

100

50

40

30

10

20

10

g n ă n o a h u ê i t t ấ u S

1

0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Thời gian (s)

BSEC_WI

BSEC_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.27. Suất tiêu hao năng lượng ở chế độ chuyển trong hai trường hợp không phun và có phun

ethanol

BSEC_WI- Suất tiêu hao năng lượng trong trường hợp có phun ethanol; BSEC_WO- Suất tiêu hao năng lượng trong trường hợp không phun ethanol.

4.6.5. Hệ số dư lượng không khí 

Kết quả hệ số dư lượng không khí  ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể hiện trên Hình 4.28.

)

λ

12

%

(

10

8

6

a g n â h c ở m ộ Đ

4

2

0

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

5

10

15

30

35

40

45

25

20 Thời gian (s)

Độ mở chân ga yêu cầu

λ_WI

λ_WO

Hình 4.28. Hệ số dư lượng không khí  ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không

phun ethanol

_WI- Hệ số dư lượng không khí  trong trường hợp có phun ethanol; _WO- Hệ số dư lượng không khí  trong trường hợp không phun ethanol.

109

Qua Hình 4.28 cho thấy trong cả hai trường hợp có phun và không phun ethanol ở chế độ chuyển tiếp hệ số  đều lớn hơn 1,2. Giá trị hệ số  này thỏa mãn cho động cơ diesel làm việc bình thường theo điều kiện hệ số . Trong trường hợp có phun ethanol lượng nhiên liệu diesel và ethanol được ECU tự động điều khiển theo thuật toán điều khiển đã được trình bày trong Chương 3 đảm bào hệ số  luôn lớn hơn 1,2.

4.6.6. Phát thải động cơ 4.6.6.1. Phát thải HC

Kết quả phát thải HC ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể hiện trên Hình 4.29.

)

)

1500

%

(

1250

m p p (

C H

1000

750

a g n â h c ở m ộ Đ

500

250

0

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Thời gian (s)

HC_WI

HC_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.29. Phát thải HC ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol

HC_WI- Phát thải HC trong trường hợp có phun ethanol; HC_WO- Phát thải HC trong trường hợp không phun ethanol.

Qua Hình 4.29 cho thấy phát thải HC cao hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol. Đồng thời phát thải HC tỷ lệ thuận với độ mở chân ga và mô men động cơ và ngược lại. Điều này có thể là do động cơ D4BB sử dụng buồng cháy ngăn cách nên tồn tại nhiều vùng thể tích chết, màng lửa không lan tràn đến nơi nên HC tăng.

4.6.6.2. Phát thải CO

Kết quả phát thải CO ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể hiện trên Hình 4.30.

)

)

3500

%

(

3000

m p p (

2500

O C

2000

1500

a g n â h c ở m ộ Đ

1000

500

0

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

5

10

15

30

35

40

45

25

20 Thời gian (s)

CO_WI

CO_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.30. Phát thải CO ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol

CO_WI- Phát thải CO trong trường hợp có phun ethanol; CO_WO- Phát thải CO trong trường hợp không phun ethanol.

110

Qua Hình 4.30 cho thấy phát thải CO đều lớn hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol, kết quả này có thể do nhiên liệu ethanol bay hơi thu nhiệt làm giảm nhiệt độ vì vậy nhiệt độ cháy tại nhiều vùng trong buồng cháy không đủ cao để oxy hóa CO thành CO2 do đó CO tăng.

4.6.6.3. Phát thải NOx

Kết quả phát thải NOx ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể hiện trên Hình 4.31.

)

)

250

%

Vùng B

(

m p p (

Vùng C

x

200

Vùng A

O N

150

100

a g n â h c ở m ộ Đ

50

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Thời gian (s)

NOx_WI

NOx_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.31. Phát thải NOx ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol

NOx_WI- Phát thải NOx trong trường hợp có phun ethanol; NOx_WO- Phát thải NOx trong trường hợp không phun ethanol.

Qua Hình 4.31 cho thấy ở chế độ chuyển tiếp khi thay đổi độ mở chân ga, tại vùng mô men động cơ nhỏ (vùng A và C) phát thải NOx nhiều hơn điều này có thể do ở vùng tải nhỏ, tại vùng mô men động cơ lớn (vùng B) phát thải NOx ít hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol.

4.6.6.4. Phát thải CO2

Kết quả phát thải CO2 ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol được thể hiện trên Hình 4.32.

)

)

140000

%

Vùng E

(

120000

m p p (

2

100000

O C

Vùng F

80000

Vùng D

60000

a g n â h c ở m ộ Đ

40000

20000

100 90 80 70 60 50 40 30 20 10 0

0

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Thời gian (s)

CO2_WI

CO2_WO

Độ mở chân ga yêu cầu

Hình 4.32. Phát thải CO2 ở chế độ chuyển tiếp trong hai trường hợp có phun và không phun ethanol

111

CO2_WI- Phát thải CO2 trong trường hợp có phun ethanol; CO2_WO- Phát thải CO2 trong trường hợp không phun ethanol.

Qua Hình 4.32 cho thấy ở chế độ chuyển tiếp khi thay đổi độ mở chân ga, tại vùng mô men động cơ nhỏ (vùng D và F) phát thải CO2 nhiều hơn, tại vùng mô men động cơ lớn (vùng E) phát thải CO2 ít hơn khi so sánh với trường hợp không phun ethanol. Điều này là do trong trường hợp có phun ethanol được điều khiển theo mô men yêu cầu (đã được trình bày trong phần thuật toán điều khiển ở Chương 3), do đó khi tăng ga thì lượng nhiên liệu được cấp nhiều hơn để đạt mô men yêu cầu nên phát thải CO2 lớn hơn trường hợp không phun ethanol.

4.7. Kết luận chương 4

Tại các chế độ tải khác nhau 50%, 75%, 100% ở tốc độ động cơ ổn định 2000 vg/ph khi tăng tỷ lệ ethanol thay thế từ không phun ethanol thì:

- Thời điểm đạt đỉnh áp suất không thay đổi, tốc độ tỏa nhiệt tăng, thời điểm bắt đầu cháy muộn đi, góc cháy trễ tăng lên, nhiệt tỏa ra không đổi;

- Mô men và công suất động cơ sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol vẫn đảm bảo duy trì được gần như động cơ sử dụng nhiên liệu diesel gốc và sai lệch trung bình không quá 1,19%;

- Hiệu quả thay thế tại tải thấp kém hơn tại tải cao, tuy nhiên tỷ lệ thay thế cho phép tại tải thấp đạt cao hơn;

- Tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất có thể đạt được là 60,09% ở chế độ 50% tải, 49,12% ở chế độ 75% tải và 38,19% ở chế độ 100% tải nếu xét theo tiêu chí kích nổ;

- Hệ số dư lượng không khí  đều lớn hơn 1,2 cho thấy đảm bảo điều kiện làm việc bình thường của động cơ diesel nếu xét theo tiêu chí này;

- Tổng tiêu hao lưỡng nhiên liệu tăng do lượng nhiên liệu ethanol phải tăng lên nhiều hơn lượng nhiên liệu diesel giảm đi vì nhiệt trị của nhiên liệu ethanol thấp hơn nhiều so với nhiệt trị của nhiên liệu diesel, đồng thời để đảm bảo ổn định được mô men và công suất động cơ;

- Phát thải HC và CO đều tăng, ở chế độ tải nhỏ tăng nhiều hơn và ở chế độ tải lớn 100% tăng ít hơn. Trong khí đó phát thải CO2 giảm, đặc biệt ở chế độ tải cao thì CO2 giảm mạnh;

- Ở vùng tải thấp hàm lượng NOx không tăng, tuy nhiên ở vùng tải cao 100% lượng NOx tăng nhanh. Trong khi đó phát thải smoke giảm, đặc biệt ở chế độ 100% tải thì phát thải smoke giảm mạnh.

Tại các chế độ tải 50%, 75%, 100% theo tốc độ động cơ với tỷ lệ ethanol thay thế thay đổi so với trường hợp chạy diesel gốc tại cùng chế độ thì:

- Tỷ lệ ethanol thay thế đều giảm dần khi tăng tốc độ động cơ ở các chế độ tải khác nhau, tải càng cao thì tỷ lệ ethanol thay thế càng giảm;

- Sai số trung bình mô men và công suất động cơ lớn nhất bằng 1,3766% tại tất cả các chế độ tải trên toàn dải tốc độ động cơ với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau;

112

- Suất tiêu hao năng lượng nhỏ hơn nhiều ở chế độ tải cao 100%, còn ở chế độ tải 50% và 75% thì suất tiêu hao năng lượng lớn hơn trên toàn dải tốc độ động cơ với các tỷ lệ ethanol thay thế khác nhau. Như vậy, hiệu quả thay thế ở tải cao lớn hơn ở tải thấp;

- Hệ số dư lượng không khí  đều lớn hơn 1,1 đảm bảo điều kiện làm việc bình thường đối với động cơ diesel nếu xét theo tiêu chí này;

- Tiêu hao nhiên liệu ở chế độ tải cao 100% nhỏ hơn, còn ở các chế độ tải 50% và 75% thì tiêu hao nhiên liệu cao hơn trên toàn dải tốc độ động cơ;

Tại chế độ chuyển tiếp khi so sánh trường hợp có phun ethanol với trường hợp không phun ethanol thì:

- Khi tăng độ mở chân ga tốc độ động cơ tăng lên nhanh và đều hơn;

- Mô men và công suất động cơ lớn hơn ở vùng độ mở chân ga nhỏ hơn hoặc bằng 50%;

- Hiệu quả thay thế của nhiên liệu ethanol cao hơn rõ rệt;

- Hệ số  đều lớn hơn 1,2;

- Phát thải HC và CO cao hơn;

- Tại vùng mô men động cơ nhỏ phát thải NOx nhiều hơn, tại vùng mô men động cơ lớn phát thải NOx ít hơn;

113

- Tại vùng mô men động cơ nhỏ phát thải CO2 nhiều hơn, tại vùng mô men động cơ lớn phát thải CO2 ít hơn.

KẾT LUẬN CHUNG VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN

Kết luận chung:

Đề tài đã đưa ra được phương pháp và cơ sở khoa học chuyển đổi động cơ diesel sang sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol, có thể áp dụng linh hoạt cho các động cơ phổ biến ở Việt Nam nhằm tăng tỷ lệ tiêu thụ nhiên liệu sinh học. Với các kết quả chính như sau:

- Đã chuyển đổi thành công một động cơ diesel D4BB sang chạy lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol thông qua thiết kế cải tiến và chế tạo hệ thống cung cấp nhiên liệu với điều kiện giữ nguyên mô men, tỷ lệ thay thế ethanol tối ưu ở mọi chế độ làm việc của động cơ. Động cơ làm việc bình thường ở mọi chế độ ổn định cũng như chuyển tiếp, giảm phát thải.

Trên cơ sở phương pháp mô phỏng trực tiếp trên đối tượng:

+ Xây dựng được mô hình động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol, từ đó giúp cho việc chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol và đạt các mục tiêu như đã nói ở trên.

+ Xây dựng được mô hình bộ điều khiển phối hợp lượng nhiên liệu diesel và ethanol, tiến hành chạy mô hình để tìm ra bộ dữ liệu phục vụ cho việc chuyển đổi động cơ diesel thành động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol.

+ Đã xây dựng được mô hình điều khiển động cơ có xét đến ảnh hưởng của bộ điều tốc cho động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol để từ đó nghiên cứu quá trình chuyển tiếp.

- Kết quả so sánh giữa mô phỏng với thực nghiệm đảm bảo tin cậy và khẳng định tính đúng đắn của mô hình và cách tiếp cận.

Hướng phát triển:

Phạm vi nghiên cứu của luận án mới chỉ giới hạn trong phòng thí nghiệm

Nhằm đưa nghiên cứu này ứng dụng vào thực tiễn, cần thiết phải bổ sung các nghiên cứu sau:

- Thử nghiệm bền động cơ và thử nghiệm hiện trường để đánh giá khả năng làm việc của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol trong thời gian dài và trong môi trường thực tế.

- Mở rộng áp dụng trên các động cơ diesel đời mới có tích hợp các hệ thống EGR, tăng áp đường nạp, hệ thống nhiên liệu CR, ….

114

- Đánh giá ảnh hưởng của góc phun sớm đến tính năng kính tế, kỹ thuật và phát thải động cơ.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

Tiếng Việt [1].

[2].

[3].

[4].

PGS.TS Lê Anh Tuấn, "Nhiên liệu thay thế dùng cho động cơ đốt trong: Tiềm năng, sản xuất và sử dụng ở Việt Nam". TS Trần Thanh Hải Tùng, (2006) "Nghiên cứu ứng dụng hôn hợp cồn – xăng tối ưu cho xe gắn máy động cơ 4 kỳ". Truy cập ngày 11-04-2015, tại trang web http://www.thegioidaunhon.vn/vn/detail/news/tinh-hinh-nghien-cuu-va-san-xuat- nhien-lieu-sinh-hoc-tren-the-gioi-va-viet-nam/1265. Truy cập ngày 12-04-2015, tại trang web http://hiephoisanvietnam.org.vn/chi-tiet- tin/hoi-thao-ve-thuc-trang-va-phuong-huong-phat-trien-nganh-ethanol-tai-viet-nam- ngay-14-11-2014/page:2.

[5]. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn và Trần Anh Trung, (2015) "Nghiên cứu thực nghiệm đánh giá các chỉ tiêu kinh tế, kỹ thuật và phát thải của động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol"(Kỷ yếu Hội nghị Khoa học và Công nghệ toàn quốc về Cơ khí lần thứ IV Tp. Hồ Chí Minh, ngày 6 tháng 11).

[7].

[8].

[9]. [6]. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn và Trần Anh Trung, (2015) "Xác định tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất cho động cơ diesel"(Tạp chí Khoa học và Công nghệ - Đại học Công Nghiệp Hà Nội). PGS.TS Đinh Thị Ngọ và TS Nguyễn Khánh Diệu Hồng, (2008) "Nhiên liệu sạch và các quá trình xử lý trong hóa dầu", Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật. Phạm Minh Tuấn, (1999) "Động cơ đốt trong", Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật, Hà Nội. Phạm Minh Tuấn, (2013) "Lý thuyết Động cơ đốt trong", Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật, Hà Nội.

[10]. Lê Danh Quang, (2014) "Nghiên cứu ảnh hưởng của phụ gia nhiên liệu sinh học E10 và D5 đến các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ", Luận án Tiến sĩ - Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. [11]. "Quyết định về việc phê duyệt "Đề án phát triển nhiên liệu sinh học đến năm 2015, tầm nhìn đến 2025" Số 177/2007/QĐ-TTg", (2007). [12]. "Quyết định: Về việc ban hành lộ trình áp dụng tỷ lệ phối trộn nhiên liệu sinh học với nhiên liệu truyền thống", (2012) (Số 53/2012/QĐ-TTg).

[13]. ThS Vũ Thành Trung, TS Nguyễn Đình Tuấn và PGS.TS Nguyễn Hoàng Vũ, (2015) "Nghiên cứu xác định hệ số khối lượng quay phục vụ việc mô phỏng động lực học chuyển động của xe hyundai starex"(Kỷ yếu Hội nghị Khoa học và Công nghệ toàn quốc về Cơ khí lần thứ IV Tp. Hồ Chí Minh, 6 - 11).

[14]. Nguyễn Tất Tiến, (2003) "Nguyên lý động cơ đốt trong", Nhà xuất bản Giáo dục. [15]. Phạm Hữu Truyền, (2014) "Nghiên cứu nâng cao tỷ lệ nhiên liệu sinh học bio-etanol sử dụng trên động cơ xăng", ĐHBKH.

[16]. PGS.TS Lê Anh Tuấn, (2012) "Nghiên cứu khả năng tương thích của động cơ nổ thế hệ cũ sử dụng xăng sinh học có tỷ lệ etanol E100 lớn hơn 5%"(Đề tài cấp Nhà nước thuộc Đề án Nhiên liệu sinh học mã số 06/HĐ-ĐT.06.11/NLSH).

115

[17]. PGS.TS Lê Anh Tuấn và TS Trần Anh Trung, (2015) "Nghiên cứu phát triển công nghệ tạo khí giàu hydro để bổ sung cho động cơ xăng nhằm nâng cao hiệu quả sử dụng nhiên liệu và giảm phát thải cho động cơ", Bộ Khoa học và Công nghệ. [18]. Nguyễn Tường Vi, (2014) "Nghiên cứu sử dụng LPG làm nhiên liệu thay thế trên động cơ diesel hiện hành"Trường ĐH BK HN.

Tiếng Anh [19]. Truy cập ngày 3-11-2016, tại trang web

https://en.wikipedia.org/wiki/Liquefied_petroleum_gas. [20]. Truy cập ngày 22-04-2015, tại trang web http://www.mathworks.com/help/signal/ref/spectrum.music.html?refresh=true.

[21]. Truy cập ngày 14-11-2016, tại trang web https://www.avl.com/boost. [22]. O . Le Corre A. Bilcan, M. Tazerout, A. Ramesh and S. Ganesan, (2001) "Characterization of the LPG – Diesel dual fuel combustion"(Society of Automotive Engineers, Inc).

[23]. Osman M.M, Abdel-Rahman A.A., (1997) "Experimental investigation on varying the compression ratio of SI engine working under different ethanol–gasoline fuel blends", Int J Energy Res. [24]. Abdulrahman Al-Saadi and Ishak Bin Aris Abdulwahab A, (2015) "CNG-Diesel Dual Fuel Engine"(IEEE). [25]. Alan C. Hansen, Qin Zhang và Peter W.L. Lyne, (2005) "Ethanol–diesel fuel blends - a review"(Bioresource Technology 96 277–285). [26]. G. H. A. Alla, (2002) "Computer Simulation of a Four Stroke Spark Ignition Engine"(Energy Conversion and Management). [27]. W.M. Ambrós và các cộng sự., (2015) "Experimental analysis and modeling of internal combustion engine operating with wet ethanol"(Elsevier Ltd).

[28]. Bang-Quan He, (2004) "Homogeneous Charge Combustion and Emissions of Ethanol Ignited by Pilot Diesel on Diesel Engines"(SAE paper No. 01-0094). [29]. Richard L. Bechtold, (1997) "Alternative Fuels Guidebook - Properties, Storage, Dispensing, and Vehicle Facility Modifications", SAE International.

[30]. Naveen Kumar Bhupendra Singh Chauhan, Shyam Sunder Pal and Yong Du Jun, (2010) "Experimental studies on fumigation of ethanol in a small capacity Diesel engine"(Elsevier Ltd).

[31]. Bosch, (2016) "Lambda sensor LSU 4.9", chủ biên, Germany. [32]. Breda Kegl, Marko Kegl và Stanislav Pehan, (2013) "Green diesel engines", Springer-Verlag London.

[36]. [33]. Yuli Brown, (1978) "United States Patent 4,081,656 Mar. 28", chủ biên. [34]. A. Bilcan C. Garnier, O. Le Corre and C. Rahmouni, (2005) "Characterisation of a syngas-diesel fuelled CI engine"(SAE World Congress Detroit, Michigan). [35]. D.T. Hountalas C.D. Rakopoulos, A.P. Koutroubousis and T.C. Zannis, (2002) "Application and evaluation of a detailed friction model on a DI diesel engine with extremely high peak combustion pressures", SAE TECHNICAL PAPER SERIES(SAE TECHNICAL PAPER SERIES). Jerald A. Caton, (2016) "An introduction to thermodynamic cycle simulations for internal combustion engines", John Wiley & Sons, Ltd. [37]. Chinda Chareonphonphanich và Prathan Srichai, (2009) "Flame Propagation of Bio- Ethanol in a Constant Volume Combustion Chamber"(SAE paper No. 32- 0113).

[38]. Constantine D. Rakopoulos và Evangelos G. Giakoumis, (2009) "Diesel engine transient operation principles of operation and simulation snalysis", Springer- Verlag London Limited. [39]. Czerwinski J, (1994) "Performance of HD-DI-diesel engine with addition of ethanol and rapeseed oil", SAE Paper 940545.

116

[40]. C. D. Rakopoulos D. A. Kouremenos, D. T. Hountalas and T. K. Zannis, (2001) "Development of a detailed friction model to predict mechanical losses at elevated maximum combustion pressures", SAE TECHNICAL PAPER SERIES(SAE World Congress Detroit, Michigan).

[41]. Dohoy Jung và Dennis N. Assanis, (2001) "Multi-Zone DI Diesel Spray Combustion Model for Cycle Simulation Studies of Engine Performance and Emissions"(SAE 2001 World Congress Detroit, Michigan March 5-8).

[42]. E.A. Ajav, Bachchan Singh và T.K. Bhattacharya, (1999) "Experimental study of some performance parameters of a constant speed stationary diesel engine using ethanol-diesel blends as fuel", Biomass and Bioenergy(17(4): 357-365). [43]. Eugene EE và các cộng sự., (1984) "State-of-the-art report on the use of alcohols in diesel engines", SAE Paper 840118.

[44]. Fabrizio Ponti và các cộng sự., (2017) "Common rail multi-Jet diesel engine combustion model development for control purposes"(World Congress Detroit, Michigan April 16-19).

[45]. Fabrizio Ponti và các cộng sự., (2010) "Common rail multi-jet Diesel engine combustion development investigation for MFB50 on-board estimation"(SAE International 01-2211). [46]. Christian Felsch, (2009) "Combustion modeling for diesel engine control design", Shaker Verlag.

[47]. C. D. Rakopoulos and E. G. Giakoumis, (2006) "Review of thermodynamic diesel engine simulations under transient operating conditions"(SAE World Congress Detroit, Michigan April 3-6). [48]. C.D. Rakopoulos and E.G. Giakoumis, (2009) "Diesel Engine Transient Operation", Springer-Verlag London Limited. [49]. Savage LD Hayes TK, White RA, Sorenson SC, (1988) "The effect of fumigation of

[50].

different ethanol proofs on a turbo-charged diesel engine", SAE Paper 880497. J. J. Moskwa and J. K. Hedrick, (1992) "Modeling and Validation of Automotive Engines for Control Algorithm Development"(Transactions of the ASME, Journal of Dynamic Systems, Measurement, and Control).

[51]. Chen R.H. Hsieh W.D., Wu T.L., and Lin T.H, (2002) "Engine performance and pollutant emission of an SI engine using ethanol–gasoline blended fuels"(Elsevier Science Ltd). [52]. Hyundai, (2009) "Automotive diesel engines catalogue", chủ biên, Perez Wholesale

[53]. Distributor, Inc. John B.Heywood, (1988) "Internal combustion engine fundamentals", New York McGraw-Hill, Inc. [54]. P.A. Lakshminarayanan và Yogesh V. Aghav, (2010) "Modelling diesel combustion", Springer Science + Business Media B.V. [55]. Lars Eriksson và Lars Nielsen, (2014) "Modeling and control of engines and drivelines", John Wiley and Sons Ltd.

[56]. Le Anh Tuan và Pham Minh Tuan, (2009) "Impacts of gasohol E5 and E10 on performance and exhaust emissions of in-used motorcycle and car: a case study in VietNam"(Journal of science & technology). [57]. Sunggyu Lee, James G. Speight và Sudarshan K. Loyalka, (2007) "Handbook of alternative fuel technologies", Taylor & Francis Group. [58]. Kazimierz Lejda và Paweł Woś, (2012) "Internal combustion engines", Janeza Trdine 9, 51000 Rijeka, Croatia.

[59]. Yang Jian-guang Lu Xing-cai, Zhang Wu-gao and Huang Zhen, (2004) "Effect of cetane number improver on heat release rate and emissions of high speed diesel engine fueled with ethanol–diesel blend fuel"(Elsevier Ltd).

117

[60]. Al-Hasan M, (2003) "Effect of ethanol–unleaded gasoline blends on engine performance and exhaust emissions", Energy Conversion and Management.

[61]. M. Abu-Qudais, O. Haddad và M. Qudaisat, (2000) "The effect of alcohol fumigation on diesel engine performance and emissions"(Elsevier Science Ltd).

[62]. Fadila Maroteaux, Charbel Saad và Fabrice Aubertin, (2015) "Development and validation of double and single Wiebe function for multi-injection mode Diesel engine combustion modelling for hardware-in-the-loop applications"(Elsevier Ltd). [63]. Robert Kee Martin Murtagh, Geoffrey McCullough, Charles Stuart, Conor Bradley, Stephen Trimble, Matthew Allen, Chenyao Chen, Alan Kolkemo and Drew Reichenbach, (2013) "Development and validation of a forklift truck powertrain simulation"(SAE International). [64]. MathWorks, (2015) "Simulink Design Optimization User's Guide", The MathWorks, Inc. [65]. MathWorks, (2011) "Simulink Design Optimization Getting Started Guide", The MathWorks, Inc. [66]. Günter P. Merker và các cộng sự., (2006) "Simulation of combustion and pollutant formation for engine-development", Springer-Verlag Berlin Heidelberg.

[67]. Mohamed H. Morsy, (2015) "Assessment of a direct injection diesel engine fumigated with ethanol/water mixtures"(Energy Conversion and Management 94 406–414).

[68]. Murayama T và các cộng sự., (1982) "A method to improve the solubility and combustion characteristics of alcohol diesel fuel blends.", SAE Paper 821113. [69]. Mustafa Koç và các cộng sự., (2009) "The effects of ethanol–unleaded gasoline blends on engine performance and exhaust emissions in a spark-ignition engine", Elsevier Ltd.

[70]. Rezeka SF and Henein NA, (1984) "A new approach to evaluate instantaneous friction and its components in internal combustion engines"(SAE Paper No. 840179). [71]. Pham Huu Tuyen Nguyen The Luong, Vu Khac Thien, Luong Duc Nghia, (2013) "An Experimental Study on the Performance and Emissions of Diesel Engine Fuelled by Ethanol-Diesel Blends"(The 3rd International Conference on Sustainable Energy).

[72]. Ogawa H, Setiapraja H và Nakamura T, (2010) "Improvements to Premixed Diesel Combustion with Ignition Inhibitor Effects of Premixed Ethanol by Intake Port Injection", SAE Technical Paper 01-0866.

[73]. Orhan Durgun, Mustafa Kurt, and Zehra S ahin, (2014) "Experimental investigation of improving diesel combustion and engine performance by ethanol fumigation-heat release and flammability analysis"(Elsevier Ltd).

[74]. Orlando Volpato và các cộng sự., (2010) "Control System for Diesel-Ethanol Engines"(XIX Congresso e Exposição Internacionais de Tecnologia da Mobilidade São Paulo, Brasil 05 a 07 de outubro).

118

[75]. Ozer Cana, Ismet Celikten và Nazım Usta, (2004) "Effects of ethanol addition on performance and emissions of a turbocharged indirect injection Diesel engine running at different injection pressures"(Energy Conversion and Management 45 2429–2440). [76]. P. Satge´ de Caro và các cộng sự., (2001) "Interest of combining an additive with diesel–ethanol blends for use in diesel engines"(Fuel, Vol. 80, 565-574). [77]. P.K. Sahoo và L.M. Das, (2009) "Combustion analysis of jatropha, karanja and polanga based biodiesel as fuel in a diesel engine"(Fuel 88 994–999). [78]. Carlos Adolfo Finol Parra, (2008) "Heat transfer investigations in a modern diesel engine", Department of Mechanical Engineering University of Bath. [79]. Di Martino Raffaele, (2005) "Modelling and simulation of the dynamic behaviour of the automobile", PhD thesis in Mechanical Engineering, University of Salerno.

[80]. C.D. Rakopoulos, Giakoumis, E.G. and Hountalas,D.T, (1998) "Experimental and simulation analysis of the transient operation of a turbocharged, multicylinder idi diesel engine"(Vol. 21, pp. 317-332).

[81]. C.D. Rakopoulos, Giakoumis, E.G., Hountalas, D.T. and Rakopoulos, D.C, (2004) "The effect of various dynamic, thermodynamic and design parameters on the performance of a turbocharged diesel engine operating under transient load conditions"(SAE Paper No. 01-0926). [82]. Konrad Reif, (2014) "Diesel Engine Management", Springer Fachmedien Wiesbaden. [83]. Reza Rezaei và các cộng sự., (2012) "Zero-dimensional modeling of combustion and heat release rate in DI diesel engines"(SAE 01-1065).

[84]. Seungmook Oh và các cộng sự., (2010) "Combustion and emission characteristics in a direct injection LPG/Gasoline spark ignition engine"(SAE International). [85]. S.S Shamsi, (1980) "Development of a real-time digital computer simulation of a turbocharged diesel engine"(SAE Paper No. 800521). [86]. Zongxuan Sun và Guoming G.Zhu, (2015) "Design and control of automotive propulsion systems", CRC Press. [87]. P. J. Yoon and M. Sunwoo, (2001) "A Nonlinear dynamic modeling of SI Engines for Controller Design"(International Journal of Vehicle Design).

[88]. Talal F. Yusaf and Mushtak Talib, (2003) "Experimental Investigation for the Design of ECU for A Single Cylinder Engine Using Dual-Fuel (CNG-Diesel)"(AsiaSENSE). [89]. Anh-Trung Tran, (2012) "Design and Control of Semi-Direct Injection Spark Ignition Engine Fuelled by LPG", Thesis - National Taipei University of Technology. [90]. Vittorio Ravaglioli và Davide Moro, (2011) "MFB50 On-Board Evaluation Based on a Zero Dimensional ROHR Model".

[91]. Vladimir Gavrilov Vladimir Zhukov, Sergei Sokolov, Aleksandr Zhelezniak and Aleksandr Bordiug, (2017) "Control System of Gas and Dual Fuel Engines of Generating Units by Way of Accuracy Increasing of Load Allocation"(IEEE). [92]. N. and Marzouk Watson, M, (1977) "A non-linear digital simulation of turbocharged diesel engines under transient conditions"(SAE Paper No. 770123).

[93]. ChunHua Zhang and JieChao Jiang Wei Zhao, (2011) "Simulation research on the accuracy control of the mixing ratio of CNG and diesel in CNG/diesel dual-fuel engine based on Proteus"(IEEE). [94]. Weidmann K, Menard H và Fleet test, (1984) "Performance and emissions of diesel engine using different alcohol fuel blends", SAE Paper 841331.

[95]. D.E. Winterbone, Thiruarooran, C. and Wellstead, P.E, (1977) "A wholly dynamic model of a turbocharged diesel engine for transfer function evaluation"(SAE Paper No. 770124). [96]. World Fuel Ethanol Production Truy cập ngày 02-08-2016, tại trang web http://www.afdc.energy.gov/data/10331.

[97]. World Fuel Ethanol Production Truy cập ngày 02-08-2016, tại trang web http://ethanolrfa.org/resources/industry/statistics/#1454098996479-8715d404-e546. [98]. Chen R-H. Wu C-W., Pu J-Y., and Lin T-H, (2004) "The influence of air – fuel ratio on engine performance and pollutant emission of an SI engine using ethanol – gasoline blended fuels", Atmospheric Environment.

119

[99]. Yuh-Yih Wu và các cộng sự., (2009) "New charging model imparting the valve timing for real-time simulation"(Proceedings of ASME Internal Combustion Engine Division). [100]. Hongming Xu, (2001) "Some critical technical issues on the steady flow testing of cylinder heads"(Society of Automotive Engineers, Inc).

[101]. Ding Yu, (2011) "Characterising Combustion in Diesel Engines", VSSD. [102]. Sozen A. Yucesu H.S., Topgu T., and Arcakliog E, (2006) "Comparative study of mathematical and experimental analysis of spark ignition engine performance used ethanol – gasoline blend fuel", Applied Thermal Engineering. [103]. H. S. Soliman Z. H. Kodah, M. A. Qudais, and Z. A. Jahmany, (2000) "Combustion in a Spark-ignition Engine"(Applied Energy).

[104]. Truy cập ngày 13-11-2016, tại trang web http://www.diesel-rk.bmstu.ru/. [105]. Andrzej Kowalewicz và Zbigniew Pajączek, (2003) "Dual fuel engine fuelled with ethanol and diesel fuel"(Journal of KONES Internal Combustion Engines, vol.10, No1-2 ).

[106]. AVL Group, (2000) "AVL Pressure Sensors QC33C", chủ biên. [107]. Olivier Grondin và các cộng sự., (2004) "Modelling the compression ignition engine for control: review and future trends", SAE International.

[108]. AVL Group, (2009) "AVL fuel balance", chủ biên, A-8020 Graz, Austria. [109]. AVL Group, (2013) "AVL Pressure sensors for combustion analysis", chủ biên, A- 8020 Graz, Austria.

120

[110]. Woodward, (2015) "MotoHawk ECM‐0565‐128‐0702‐C", chủ biên, Woodward. [111]. Yasufumi Yoshimoto, (2010) "Combustion characteristics of a dual fuel diesel engine with natural gas (Study with fatty acid methyl esters used as ignition fuels)", SAE International.

DANH MỤC CÁC CÔNG TRÌNH ĐÃ CÔNG BỐ 1. Nguyễn Đức Khánh, Nguyễn Thành Bắc (2013) - “Đánh giá tính năng làm việc và phát thải độc hại của động cơ diesel khi sử dụng lưỡng nhiên liệu cồn-diesel bằng phương pháp phun trên đường nạp và hòa trộn” - Tạp chí Khoa học Công nghệ Giao thông vận tải - ISSN: 1859-4263 - Tr 20  24.

2. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn, Trần Anh Trung, Nguyễn Đức Khánh (2014) - “Đánh giá tính năng làm việc và phát thải độc hại của động cơ diesel khi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bằng cách cung cấp ethanol vào đường nạp” - Tuyển tập công trình Hội nghị Khoa học Cơ học Thủy khí toàn quốc năm 2014 - ISSN 1859-4182 – Nhà xuất bản khoa học tự nhiên và công nghệ - Tr 35  41.

3. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn, Trần Anh Trung (2015) – “Xác định tỷ lệ ethanol thay thế lớn nhất cho động cơ diesel” – Tạp chí Khoa học và công nghệ - Trường Đại học Công nghiệp Hà Nội - ISSN 1859-3585 – Tr 83  85.

4. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn, Trần Anh Trung (2015) – “Nghiên cứu đánh giá quá trình cháy của động cơ diesel idi sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol” - Tuyển tập công trình Hội nghị Khoa học Cơ học Thủy khí toàn quốc năm 2015 - ISBN 978-604- 913-473-9 - Nhà xuất bản khoa học tự nhiên và công nghệ - Tr 31  38.

5. Nguyễn Đức Khánh, Nguyễn Thành Bắc (2015) – “Nghiên cứu mô phỏng quá trình hình thành hỗn hợp của động cơ lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol bằng phần mềm ansys ice” - Tuyển tập công trình Hội nghị Khoa học Cơ học Thủy khí toàn quốc năm 2015 - ISBN 978-604-913-473-9 - Nhà xuất bản khoa học tự nhiên và công nghệ - Tr 404  414.

6. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn, Trần Anh Trung (2015) – “Nghiên cứu thực nghiệm đánh giá các chỉ tiêu kinh tế, kỹ thuật và phát thải của động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol” - Kỷ yếu Hội nghị Khoa học và Công nghệ toàn quốc về Cơ khí lần thứ IV Tp. Hồ Chí Minh, ngày 6 tháng 11 năm 2015 - ISBN: 978-604-73- 3690-6 - Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh – Tr 372  378.

121

7. Nguyễn Thành Bắc, Phạm Minh Tuấn, Trần Anh Trung (2016) – “Nghiên cứu xây dựng mô hình cháy động cơ diesel sử dụng lưỡng nhiên liệu diesel-ethanol” - Tạp chí Cơ khí Việt Nam -ISSN 0866-7056 - Tr 27  32.