Bài giảng động cơ diesel tàu thủy ii phần 2 ts lê văn vang

5.3.4 Đánh giá chất lượng quá trình trao đổi khí Chất lượng quá trình trao đổi khí được đánh giá bằng các thông số sau đây: - Lượng khí cháy tức thời còn sót lại trong xi lanh động cơ

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 67

CHƯƠNG 4 CÁC THÔNG SỐ CHỈ THỊ VÀ CÓ ÍCH CỦA

ĐỘNG CƠ DIESEL

4.1 Đồ thị công chỉ thị

Đồ thị công chỉ thị được vẽ trong hệ tọa độ 𝑃 − 𝑉 Đó là mối quan hệ giữa

áp suất và thể tích của xilanh trong một chu trình công tác Đồ thị công chỉ thị có thể được xây dựng bằng tính toán hay đo trực tiếp trên động cơ Nếu đồ thị công chỉ thị được đo trực tiếp trên động cơ bằng thiết bị đo dồ thị công thì được gọi là đồ thị công chỉ thị thực tế

Hình 4.1 là đồ thị công chỉ thị của động cơ diesel 4 kỳ Đặc điểm của đồ thị

này là nó được giới hạn bởi hai điểm: Điểm chết trên và điểm chết dưới của piston

Đối với động cơ diesel 2 kỳ (hình 4.2) thì có một phần hành trình bị tổn thất

Hình 4.1 Đồ thị công chỉ thị của động cơ Diesel 4 kỳ

Hình 4.2 Đồ thị công chỉ thị của động cơ Diesel 2 kỳ

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 68

Sau đây chúng ta sẽ trình bày phương pháp xây dựng đồ thị công chỉ thị bằng tính toán:

- Để xây dựng đồ thị công chỉ thị bằng tính toán, trước hết ta xác định các điểm đặc biệt của chu trình: 𝑎(𝑃𝑎, 𝑉𝑎); 𝑏(𝑃𝑏, 𝑉𝑏); 𝑐(𝑃𝑐, 𝑉𝑐); 𝑧1(𝑃𝑧1, 𝑉𝑐); 𝑧(𝑃𝑧, 𝑉𝑧)

- Nối điểm 𝑎, 𝑏, 𝑐, 𝑧1, 𝑧 lại với nhau bằng các đoạn thẳng ta được:

- Chọn một giá trị VX1 nằm trong khoảng công tác của xilanh

- Áp suất 𝑃𝑥1 tương ứng trên đường cong nén được tính như sau:

- Để cho tiện, thường chọn tỷ lệ xích trên trục tung là 𝑚𝑝(𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2⁄𝑚𝑚) Còn tỷ lệ xích trên trục hoành là 𝑚𝑣 (𝑐𝑚3⁄𝑚𝑚)

Việc xây dựng đồ thị công chỉ thị cho động cơ 2 kỳ và 4 kỳ là như nhau Nhưng với động cơ 2 kỳ thì thể tích 𝑉𝑎 được tính là:

𝑉𝑎 = 𝑉𝑐 + 𝑉𝑠 (1 − 𝜓𝑠)

Trong đó, 𝜓𝑠 là hệ số tổn thất hành trình: 𝜓𝑠 =ℎ

𝑠

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 69

Hình 4.3 Xây dựng đồ thị công chỉ thị của động cơ Diesel

So với đồ thị công chỉ thị thực tế, đồ thị công chỉ thị tính toán có những điểm khác biệt như sau:

- Do trong tính toán ta chọn giá trị 𝑛1, 𝑛2là không đổi do đó đường cong nén và đường cong giãn nở sẽ khác với đường cong nén và đường cong giãn nở có 𝑛1, 𝑛2 thay đổi

- Tại các điểm đặc biệt 𝑎, 𝑏, 𝑐, 𝑧1, 𝑧 của đồ thị công chỉ thị thực tế là những đường cong liên tục Vì vậy sau khi xây dựng đồ thị theo phương pháp trên ta phải lượn góc các điểm này bằng những đường cong Như vậy giữa

đồ thị công trước và sau lượn góc sẽ có diện tích khác nhau được đánh giá bằng hệ số lượn góc Hệ số lượn góc là 𝜑𝑑 được định nghĩa như sau:

𝜑𝑑 =𝐹𝑙

𝐹𝑐Trong đó: 𝐹𝑙: Diện tích đồ thị công sau khi lượn góc

𝐹𝑐: Diện tích đồ thị công khi chưa lượn góc

4.2 Áp suất chỉ thị và có ích bình quân

Khi xem xét một chu trình công tác thực tế, chúng ta có thể đánh giá sự hoàn thiện của chu trình về mặt lợi dụng nhiệt, có liên quan đến mức độ hoàn thiện của các quá trình riêng biệt trong đó thông qua các thông số: áp suất chỉ thị trung bình, công suất chỉ thị và hiệu suất chỉ thị

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 70

4.2.1 Áp suất chỉ thị bình quân

Áp suất chỉ thị bình quân được xác định bằng công chỉ thị trên một đơn vị thể tích công tác của xilanh

Trên đồ thị công chỉ thị, áp suất chỉ thị bình quân được xác định bằng bình

quân tung độ diện tích đồ thị công chỉ thị chia theo hành trình có ích của piston (hình 4.4)

Hình 4.4 Đồ thị công chỉ thị và áp suất chỉ thị bình quân

Nếu gọi công mà chất khí thực hiện được trong một chu trình là 𝐿𝑖 thì áp suất chỉ thị bình quân được tính:

𝑃𝑖 = 𝐿𝑖

Áp suất chỉ thị bình quân có thể được xác định bằng tính toán hay đo trực tiếp trên động cơ làm việc Trong tính toán, sau khi xây dựng được đồ thị công chỉ thị và tiến hành lượn góc các điểm đặc biệt ta xác định được 𝑃𝑖 khi tính toán:

𝑙: là chiều dài đồ thị trên trục hoành (𝑚𝑚)

Để cho tiện sau khi xây dựng xong đồ thị công chỉ thị tính toán ta tiến hành

đo diện tích đồ thị và xác định được giá trị 𝑃𝑖′ gọi là áp suất chỉ thị bình quân của chu trình sau khi lượn góc

Áp suất chỉ thị bình quân của chu trình sau khi lượn góc được tính:

- Đối với động cơ 4 kỳ: 𝑃𝑖 = 𝜑𝑑 𝑃𝑖′ Trong đó 𝜑𝑑 là hệ số lượn góc (hay hệ số điền đầy đồ thức), 𝜑𝑑 = 0,95 ÷ 0,97

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 71

- Đối với động cơ 2 kỳ: 𝑃𝑖 = 𝜑𝑑 𝑃𝑖′ (1 − 𝜓𝑠) Đối với động cơ 2 kỳ quét thẳng thì 𝜑𝑑 = 0,94 ÷ 0,96 Còn với động cơ diesel 2 kỳ quét vòng, do phần diện tích 𝑏𝑎𝑎′ không được tính vào diện tích của đồ thị công chỉ thị (hình 4.5) Vì vậy phần

diện tích này đủ bù cho các phần diện tích bị mất đi do lượn góc tại các điểm đặc biệt Do đó với loại động cơ này ta chọn 𝜑𝑑 = 1

P

V c V s

V a

bea

V

c

k

Hình 4.5 Đồ thị công chỉ thị tính toán của động cơ Diesel 2 kỳ

Trong thực tế, đồ thị công chỉ thị của động cơ thấp tốc có thể được xác định bằng một thiết bị đo đồ thị công gọi là Indicator Khi đó ta sẽ có áp suất chỉ thị trung bình thực tế

Phương pháp tính toán bằng lý thuyết để xác định áp suất chỉ thị trung bình được áp dụng như sau:

Gọi Li là công thực hiện của chất khí trong một chu trình công tác Ở đây cần lưu ý là các công trong hành trình bơm của động cơ 4 kỳ được tính vào công tiêu hao cho cơ giới Khi đó ta có:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 72

áp, sau sửa chữa và thay thế các chi tiết nhóm piston-xilanh, sau khi chuyển sang sử dụng loại nhiên liệu khác, hay tải động cơ thay đổi v.v… thì cần phải xác định lại giá trị 𝑃𝑖 Giá trị áp suất chỉ thị bình quân của các xilanh động cơ bình thường không được vượt quá 2,5% giá trị áp suất trung bình bình quân của toàn bộ động

cơ được tính như sau:

𝑃𝑖𝑡𝑏 =𝑃𝑖1+ 𝑃𝑖2 + ⋯ + 𝑃𝑖𝑛

𝑛Trong đó: 𝑃𝑖1, 𝑃𝑖2, … , 𝑃𝑖𝑛 là áp suất chỉ thị bình quân của xilanh số 1 ÷ 𝑛

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 73

𝑛 là số xilanh của động cơ

Việc xác định áp suất chỉ thị bình quân của chu trình bằng việc đo đồ thị công chỉ thị thực hiện đối với các động cơ thấp tốc Đối với các động cơ trung tốc và cao tốc do tốc độ vòng quay cao nên khó có thể đo được đồ thị công Do vậy đối với các loại động cơ này, để đánh giá phụ tải của các xilanh và sự làm việc đồng đều của nó, người ta sử dụng một thông số khác, đó là: áp suất trung bình theo thời gian,

áp suất cháy cực đại 𝑃𝑧 và nhiệt độ của khí xả của các xilanh

Hình 4.6 Đồ thị công khai triển

Áp suất trung bình theo thời gian 𝑃𝑖 được tính như sau:

𝑃𝑡 = 𝐹𝑡

𝐿𝑡 𝑚𝑝Trong công thức trên:

𝐹𝑡: là diện tích đồ thị công khai triển (𝑚𝑚2)

𝐿𝑡: là chiều dài đồ thị công khai triển (𝑚𝑚)

mp: là tỷ lệ xích (𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2⁄𝑚𝑚) Giữa áp suất trung bình theo thời gian 𝑃𝑡 và áp suất chỉ thị bình quân 𝑃𝑖 có

sự khác nhau Đối với động cơ diesel 2 kỳ thì 𝑃𝑡 > 𝑃𝑖, còn đối với động cơ diesel 4

kỳ thì do hành trình bơm nên 𝑃𝑡 < 𝑃𝑖

4.2.2 Áp suất có ích bình quân

Áp suất chỉ thị bình quân là một thông số được đo (hoặc tính toán) ở trong xilanh động cơ nhưng nếu quy về vị trí tại đầu ra của trục khuỷu động cơ thì ta phải tính đến phần tổn hao cho các tổn thất cơ giới

Nếu gọi 𝑃𝑚 là áp suất quy ước nhằm để khắc phục các tổn thất cơ giới thì khi

đó áp suất có ích bình quân được tính:

𝑃𝑒 = 𝑃𝑖− 𝑃𝑚

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 74

Trong đó 𝑃𝑒 là áp suất có ích bình quân

Các tổn thất cơ giới của động cơ bao gồm:

- Các tổn thất cho lai dẫn: trục cam, các bơm phụ, máy nén tăng áp v.v…

- Các tổn thất cho ma sát

- Các tổn thất cho hành trình bơm ở các động cơ 4 kỳ

Sự khác biệt giữa 𝑃𝑒 và 𝑃𝑖 còn có thể được đánh giá thông qua một thông số khác, đó là hiệu suất cơ giới 𝜂𝑚:

Biết được áp suất chỉ thị trung bình 𝑃𝑖 ta có thể tính được công chỉ thị của một chu trình

𝐿𝑖 = 𝑃𝑖 𝑉𝑠 104 (𝐾𝑔 𝑚)

Trong đó: 𝑉𝑠 là thể tích công tác của xilanh (𝑚3)

𝑉𝑠 =𝜋 𝐷

24𝐷: Đường kính xilanh (𝑚) 𝑆: Hành trình piston (𝑚) Khi đó công chỉ thị của một vòng quay là:

𝐿𝑣𝑞𝑖 =𝑃𝑖 𝑉𝑠 10

4𝑚Trong đó, 𝑚 là hệ số kỳ: Với động cơ 4 kỳ: 𝑚 = 2

Với động cơ 2 kỳ: 𝑚 = 1 Công của 𝑛 vòng quay sẽ là:

𝐿𝑛𝑖 =𝑃𝑖 𝑉𝑠 𝑛 10

4𝑚

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 75

Nếu 𝑛 ở trên được tính trong một đơn vị thời gian (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡), ta có công thức tính công suất của động cơ như sau:

𝑁𝑖 =𝜋 𝐷

2

4 𝑆.

𝑃𝑖 𝑛 𝑖 10460.75 𝑚 (𝑚ã 𝑙ự𝑐 𝑐ℎỉ 𝑡ℎị) Trong đó:

60 là hệ số quy đổi thời gian từ (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) sang (𝑣ò𝑛𝑔/𝑔𝑖â𝑦)

75 là hệ số chuyển đổi sang mã lực

Vậy 𝑁𝑖 = 0,785.𝐷

2 𝑆 𝑛 𝑖 𝑃𝑖0,45 𝑚 (𝑚ã 𝑙ự𝑐 𝑐ℎỉ 𝑡ℎị)

(4-7)

Trong công thức trên:

𝐷: Đường kính xilanh (𝑚) 𝑆: Hành trình piston (𝑚) 𝑛: Tốc độ quay của động cơ (𝑣ò𝑛𝑔/𝑝ℎú𝑡) 𝑖: Số xilanh của động cơ

𝑚: Hệ số kỳ:

+ Động cơ 4 kỳ: 𝑚 = 2 + Động cơ 2 kỳ: 𝑚 = 1

𝑃𝑖: Áp suất chỉ thị bình quân (𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2) Với động cơ cụ thể các giá trị 𝐷, 𝑆, 𝑖 là hằng số Do đó ta có thể viết:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 76

𝑁𝑒 = 𝑁𝑖− 𝑁𝑚

Trong đó: 𝑁𝑚là công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới

Hoặc là: 𝑁𝑒 = 𝑁𝑖 𝜂𝑚 Với 𝜂𝑚 là hiệu suất cơ giới

Chú ý rằng: 𝑃𝑒 = 𝑃𝑖 𝜂𝑚

Vậy 𝑁𝑒 = 0,785.𝐷

2 𝑆 𝑛 𝑖 𝑃𝑒0,45 𝑚 (𝑚ã 𝑙ự𝑐 𝑐ó í𝑐ℎ)

(4-8)

4.3.3 Công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới

𝑁𝑚 = 𝑁𝑖− 𝑁𝑒

Công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới bao gồm:

- Công suất tiêu hao cho ma sát

- Công suất tiêu hao để dẫn động các cơ cấu phụ

- Công suất tiêu hao trong các hành trình bơm trong các động cơ 4 kỳ Với một động cơ cụ thể, công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới phụ thuộc vào tốc độ quay của động cơ theo quan hệ sau:

𝑁𝑚 = 𝐴 𝑛𝛽

Trong đó: 𝐴, 𝛽 là các hệ số kinh nghiệm phụ thuộc vào loại động cơ

Giá trị của 𝛽 thường năm trong khoảng sau:

- Động cơ cao tốc: 𝛽 = 1,5 ÷ 2,0

- Động cơ thấp tốc: 𝛽 = 1,2 ÷ 1,2

4.4 Các hiệu suất và suất tiêu hao nhiên liệu của động cơ

4.4.1 Hiệu suất nhiệt

Hiệu suất nhiệt 𝜂𝑡 là hiệu suất chỉ tính đến nhiệt lượng cấp vào 𝑄𝑐ấ𝑝 và nhiệt lượng thải 𝑄𝑡ℎả𝑖 tất yếu cho nguồn lạnh mà không tính đến bất kì một tổn thất nhiệt nào khác:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 77

4.4.2 Hiệu suất chỉ thị

Hiệu suất chỉ thị 𝜂𝑖 tính đến cả tổn thất nhiệt cho nguồn lạnh (tổn thất nhiệt cho khí xả) và các tổn thất khác như cháy không hoàn toàn, tổn thất cho nước làm mát, môi trường: 𝑄𝑚ấ𝑡

Trong đó: 𝐺𝑛𝑙 là lượng nhiên liệu cung cấp [𝑘𝑔]

𝑄𝐻 là nhiệt trị thấp nhất của nhiên liệu [𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔⁄ ] Khi đốt cháy 1 𝑘𝑔 nhiên liệu có nhiệt trị thấp là 𝑄𝐻[𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔⁄ ], hiệu suất chỉ thị được tính là:

Hiệu suất có ích 𝜂𝑒 tính đến tất cả tổn thất trong hiệu suất chỉ thị và tổn thất

cơ giới trong động cơ:

𝜂𝑒 =632,3 𝑁𝑒

𝐺𝑛𝑙 𝑄𝐻 =

632,3 𝑁𝑒

Trong đó: 𝑁𝑒 là công suất có ích [𝑚ã 𝑙ự𝑐]

632,3 là hệ số quy đổi giữa mã lực và 𝑘𝑐𝑎𝑙

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 78

4.4.4 Hiệu suất cơ giới

Quan hệ giữa hiệu suất có ích và hiệu suất chỉ thị được xác định thông qua một đại lượng được gọi là hiệu suất cơ giới 𝜂𝑚:

4.4.5 Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị 𝒈𝒊

𝑔𝑖 =𝐺𝑛𝑙

𝑁𝑖 [𝑘𝑔 (𝑚𝑙𝑐𝑡 ℎ)⁄ ] ℎ𝑜ặ𝑐 [𝑔 (𝑚𝑙𝑐𝑡 ℎ)⁄ ] Trong đó: 𝐺𝑛𝑙[𝑘𝑔 ℎ⁄ ] là lượng nhiên liệu tiêu thụ trong một giờ để sinh ra công suất chỉ thị 𝑁𝑖 [𝑚ã 𝑙ự𝑐]

Mặt khác, trong một giờ ta lại có:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 79

4.4.7 Quan hệ giữa suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị và áp suất chỉ thị bình quân

Để đánh giá tính kinh tế của động cơ cần phải căn cứ vào suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị 𝑔𝑖 Giá trị 𝑔𝑖 biến đổi phụ thuộc vào nhiều thông số Một trong những thông số cơ bản đó là phụ tải của động cơ, được đánh giá thông qua áp suất chỉ thị bình quân 𝑃𝑖

Việc xác lập mối quan hệ giữa hai thông số này cần dựa trên hai mối quan hệ sau đây:

Mà công chỉ thị của một chu trình: 𝐿𝑖 = 𝑃𝑖 𝑉𝑠 104

Nhưng để đốt cháy hết 1 𝑘𝑔 nhiên liệu thì phải thực hiện qua nhiều chu trình công tác

Gọi ∑ 𝑉𝑠 là tổng thể tích công tác của xi lanh do piston tạo ra sau nhiều hành trình để đốt cháy hết 1 𝑘𝑔 nhiên liệu

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 80

Viết phương trình trạng thái cho không khí với thông số tạo cửa nạp (𝑃0, 𝑇0),

ta có:

𝑃0 𝑉0 = 𝐿 848 𝑇0

Suy ra: 𝑉0 =𝐿.848.𝑇0

𝑃0Chuyển thứ nguyên của 𝑃0 từ (𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2) sang (𝑘𝐺 𝑚⁄ 2), khi đó:

𝑉0 =𝐿 848 𝑇0

𝑃0 104Thay ∑𝑉𝑠 = 𝑉𝑠 ở trên vào công thức (4-20) ta được:

𝑔𝑖 =27 𝜂𝑛 𝑃0 10

4

𝑃𝑖 𝐿 848 𝑇0Vậy: 𝑔𝑖 =318,4 𝜂𝑛 𝑃0

số dư lượng không khí 𝛼 giảm, do đó 𝑃𝑖 chưa hẳn đã giảm

Khi xem xét trên đặc tính phụ tải, khi tăng 𝑃𝑖 giai đoạn đầu thì 𝑔𝑖 giảm Tiếp theo do hệ số dư lượng không khí 𝛼 giảm, tổn thất nhệt giảm, chất lượng quá trình cháy tốt dẫn tới 𝑔𝑖 đạt giá trị cực tiểu Nếu tiếp tục tăng 𝑃𝑖 thì hiệu quả quá trình cháy giảm do hệ số dư lượng không khí 𝛼 giảm nhiều gây thiếu không khí Trong giai đoạn này suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị 𝑔𝑖 tăng

4.5 Cân bằng nhiệt động cơ Diesel

4.5.1 Khái niệm chung

Khi động cơ diesel hoạt động, nhiên liệu cung cấp vào xi lanh động cơ và được đốt cháy trong đó Phần nhiệt lượng do nhiên liệu cháy toả ra không được

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 81

chuyển hoàn toàn thành công mà người tăng áp phải tính toán, đánh giá chính xác thành phần năng lượng bị tổn thất và những nguyên nhân nào đó

Vấn đề nghiên cứu và đánh giá các thành phần tổn thất giúp cho chúng tăng

áp có những biện pháp để hạn chế hoặc để lợi dụng chính những tổn thất đó Việc hạn chế hoặc lợi dụng các tổn thất nhiệt trong diesel thường kèm thao các thiết bị hoặc hệ thống thiết bị, do đó khi đánh giá chính xác tổn thất người ta mới có những

cơ sở để đặt những thiết bị hoặc hệ thống đó Cân bằng nhiệt động cơ còn giúp cho chúng tăng áp kiểm tra lại các tính toán trong bài toán thuận nói trên

4.5.2 Phương trình cân bằng nhiệt

Phương trình cân bằng nhiệt được viết:

Trong đó:

𝑄0: Nhiệt lượng do nhiên liệu cháy hoàn toàn đưa vào động cơ

𝑄𝑒: Nhiệt lượng tương đương với công có ích do động cơ sản ra

𝑄𝑙𝑚: Nhiệt lượng do nước làm mát mang ra

𝑄𝑘𝑥: Nhiệt lượng do khí xả mang ra

𝑄𝑐𝑘: Nhiệt lượng do cháy không hoàn toàn nhiên liệu

𝑄𝑐𝑙: Tổng cộng các thành phần mất mát còn lại không tính toán

𝐺𝑛𝑙: Lượng nhiên liệu tiêu thụ trong một giờ của động cơ (𝑘𝑔 ℎ⁄ )

𝑄𝐻𝑃: Nhiệt trị thấp của nhiên liệu (𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔⁄ ) hay (𝑘𝐽 𝑘𝑔⁄ )

𝑄𝑙𝑚 = 𝐺𝑛 𝐶𝑛 (𝑡𝑛1− 𝑡𝑛2) + 𝐺𝑑 𝐶𝑑 (𝑡𝑑1 − 𝑡𝑑2) (4-25)

Trong đó:

𝐺𝑛, 𝐺𝑑, 𝐶𝑛, 𝐶𝑑: Lưu lượng, nhiệt dung riêng của nước và dầu nhờn

𝑡𝑛1, 𝑡𝑛2, 𝑡𝑑1, 𝑡𝑑2: Nhiệt độ nước, dầu nhờn vào và ra khỏi động cơ

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 82

𝑄𝑘𝑥 = 𝐺𝑘𝑥 𝐶𝑝𝑘𝑥 𝑇𝑘𝑥 − 𝐺𝑘𝑘 𝐶𝑝𝑘𝑘 𝑇𝑘𝑘 (4-26) Trong đó:

𝐺𝑘𝑥, 𝐶𝑝𝑘𝑥, 𝑇𝑘𝑥: Lưu lượng, nhiệt dung riêng và nhiệt độ khí cháy sau tổ hợp tuabin khí máy nén hoặc ở ống xả với động cơ không tăng áp

𝐺𝑘𝑘 𝐶𝑝𝑘𝑘 𝑇𝑘𝑘: lưu lượng, nhiệt dung riêng và nhiệt độ của không khí sạch trước máy nén tăng áp hoặc ống hút của động cơ không tăng áp

Thông thường 𝑞𝑒: 29 ÷ 42%; 𝑞𝑙𝑚: 15 ÷ 35%; 𝑞𝑘𝑥: 25 ÷ 45%; 𝑞𝑐𝑘 = 0 ÷5%; 𝑞𝑐𝑙 = 2 ÷ 5%

Hình 4.7 Sơ đồ cân bằng nhiệt động cơ 12K98MC/ME hãng MAN B&W

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 83

CHƯƠNG 5 QUÁ TRÌNH TRAO ĐỔI KHÍ Ở ĐỘNG CƠ

HAI KỲ

5.1 Các đặc điểm của quá trình

Mục đích của quá trình trao đồi khí trong động cơ diesel nói chung và hai kỳ nói riêng là thải hết khí cháy trong xi lanh và thay thế bằng không khí sạch Động

cơ diesel hai kỳ không có các hành trình thải và hút cưỡng bức; do đó, không khí nạp phải được nén bằng thiết bị phụ để đạt được áp suất lớn hơn áp suất khí cháy trong xilanh động cơ

Để đảm bảo tốt nhất quá trình trao đổi khí, động cơ hai kỳ cần phải được đảm bảo các yêu cầu sau đây:

5.2 Các giai đoạn của quá trình trao đổi khí

Toàn bộ diễn biến quá trình trao đổi khí của động cơ 2kỳ được chia thành ba

giai đoạn (hình 5.1)

Hình 5.1 Các giai đoạn của quá trình trao đổi khí

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 84

Giai đoạn 1 (𝑏 − 𝑔): được gọi là giai đoạn xả tự do, trong đó 𝑏 là thời điểm

mở cơ cấu xả, còn 𝑔 là thời điểm áp suất khí cháy trong xi lanh động cơ đạt giá trị thấp nhất Trong giai đoạn này, khí xả tự thoát ra khỏi xi lanh nhờ năng lượng ban đầu và quán tính của dòng chảy với tốc độ khoảng 1000 𝑚 𝑠⁄ Giai đoạn này diễn

ra rất thuận lợi và được chia làm hai pha: pha xả trên tới hạn 𝑏𝑘 và pha xả dưới tới hạn 𝑘𝑔 Điểm phân biệt giữa hai pha là 𝑘 mà tại đó áp suất trong xi lanh đạt tới giá trị tới hạn:

𝛽𝑘 =𝑃𝑘

𝑃𝑏Trong đó:

𝛽𝑘 = 0,528 với khí hai nguyên tử,

𝛽𝑘 = 0,546 với khí ba nguyên tử

Còn tốc độ tức thời của dòng khí tại điểm 𝑘 là tốc độ âm thanh

Giai đoạn 2(𝑔 − 𝑒 − 𝑓): được gọi là giai đoạn quét khí và nạp trong đó 𝑓 là

thời điểm đóng cơ cấu nạp Trong giai đoạn này, không khí nạp với áp suất 𝑃𝑘 lớn hơn áp suất khí cháy trong xi lanh bắt đầu tràn vào để nạp và quét khí cháy còn chưa

ra khỏi xi lanh trong giai đoạn 1 Vào cuối giai đoạn 2, khi mà cửa quét đóng gần hết, cửa xả vẫn còn mở, áp suất (của hỗn hợp không khí và khí cháy) trong xi lanh giảm

Giai đoạn 3(𝑓 − 𝑖): được gọi là giai đoạn tổn thất nạp trong đó 𝑖 là thời điểm

đóng cửa xả Trong giai đoạn này, không khí nạp không còn cấp vào xi lanh nhưng cửa xả vẫn mở, nên không khí nạp thoát ra ngoài qua cửa xả

Các pha trao đổi khí liên quan chặt chẽ với nhau và phụ thuộc vào nhiều yếu

tố Chất lượng của toàn bộ các quá trình trao đổi khí sẽ quyết định các chỉ tiêu kinh

tế, kỹ thuật của động cơ

5.3 Thời gian tiết diện trao đổi khí

5.3.1 Khái niệm đồ thị thời gian tiết diện

Đồ thị về sự thay đổi tiết diện cửa quét và cửa xả theo vị trí của piston hoặc góc quay trục khuỷu hoặc thời gian gọi là đồ thị thời gian tiết diện Về trị số, thời gian tiết diện được tính theo công thức:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 85

Đồ thị được biểu diễn trên hệ tọa độ Đê-các với trục tung là trị số tiết diện cửa quét hoặc cửa xả 𝑓(𝑚2), trục hoành là thời gian 𝜏(𝑠) hoặc góc quay trục khuỷu

𝜑

5.3.2 Xây dựng đồ thị thời gian tiết diện

Đồ thị thời gian tiết diện được xây dựng theo phương pháp Brica, hình 5.2

Giả sử động cơ có bán kính khuỷu là 𝑅, chiều dài tay biên là 𝐿, chiều cao cửa xả là

ℎ1 và cửa nạp là ℎ2

Vẽ đường tròn bán kính 𝑅, tâm 𝑂 theo tỷ lệ xích đã chọn Từ điểm 𝑂 lấy

𝑂𝑂′ với độ dài 𝑂𝑂′ = 𝑅2⁄(2 𝐿) để hiệu chỉnh ảnh hưởng của chiều dài tay biên đến mối quan hệ giữa vị trí piston và góc quay trục khuỷu Vẽ bán kính 𝑂𝐴5theo phương thẳng đứng trong đó 𝐴5 được xem như điểm chết dưới Từ 𝐴5 lấy

về phía 𝑂 một đoạn có độ dài ℎ𝑖 (ℎ𝑖 = ℎ1hoặc ℎ𝑖 = ℎ2), qua đó kẻ đường nằm ngang song song với tiếp tuyến của đường tròn tại 𝐴5 cắt nửa đường tròn tại 𝐴1

và 𝐴1′ (hình 5.2a) Nối các điểm 𝐴1 và 𝐴1′ với điểm 𝑂′ rồi từ 𝑂 kẻ các đường

𝑂𝐴0 và 𝑂𝐴′0 song song với 𝑂′𝐴1 và 𝑂′𝐴1′ Góc 𝜑 = 𝐴0𝑂𝐴′0 = 𝐴1𝑂′𝐴1′ chính là góc mở toàn bộ cơ cấu nạp hoặc xả, điểm 𝐴0 tương ứng với vị trí piston bắt đầu đóng cửa xả (nếu ℎ𝑖 = ℎ1) Tiếp tục chia góc 𝜑 thành các giá trị trung gian 𝜑𝑖rồi từ các giá trị này, kẻ các đường song song với 𝐴1𝐴1′ Khoảng cách ℎ𝑥 chính

là chiều cao cửa xả tương ứng với góc quay trục khuỷu 𝜑𝑖, từ giá trị này ta tính được diện tích tiết diện cửa xả tương ứng với góc quay trục khuỷu 𝜑𝑖 Đặt các giá trị này lên trục toạ độ có trục tung là diện tích (𝑚2), trục hoành là góc quay trục khuỷu (độgqtk) Tương tự nếu ℎ1 = ℎ1 ta vẽ được đồ thị thời gian tiết diện của cửa quét

Hình 5.2 Đồ thị thời gian thiết diện

5.3.3 Các pha trao đổi khí trên đồ thị thời gian tiết diện

Các pha trao đổi khí trên đồ thị thời gian tiết diện, bao gồm:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 86

- 𝐹1 pha xả tự do, quyết định làm giảm áp suất khí cháy trong xi lanh thấp hơn áp suất không khí nạp vào thời điểm mở xupap nạp

- 𝐹2 pha nạp, cùng với 𝐹3 pha xả cưỡng bức, quyết định lượng không khí nạp vào xi lanh, chất lượng quét sạch xi lanh và chi phí không khí cho việc quét sạch khí cháy trong xi lanh động cơ

- 𝐹4 pha tổn thất nạp, làm mất một phần không khí nạp theo đường xả Cần hạn chế hoặc loại bỏ pha này

5.3.4 Đánh giá chất lượng quá trình trao đổi khí

Chất lượng quá trình trao đổi khí được đánh giá bằng các thông số sau đây:

- Lượng khí cháy tức thời còn sót lại trong xi lanh động cơ ở thời điểm góc quay trục khuỷu 𝜑: 𝐺𝑘𝑠(𝜑) và khi kết thúc trao đổi khí 𝐺𝑟[𝑘𝑔];

- Lượng không khí nạp (sạch) đi qua cửa quét vào xi lanh động cơ ở thời điểm góc quay trục khuỷu 𝜑: 𝐺𝑘𝑞(𝜑) và khi kết thúc trao đổi khí 𝐺𝑘𝑞[𝑘𝑔];

- Lượng không khí nạp (sạch) còn lại trong xi lanh động cơ ở thời điểm góc quay trục khuỷu 𝜑: 𝐺𝑘(𝜑) và khi kết thúc trao đổi khí 𝐺[𝑘𝑔];

Hình 5.3 minh hoạ sự thay đổi tương đối các thành phần khí nói trên trong xi

lanh động cơ khi diễn ra quá trình trao đổi khí trong động cơ Đồ thị cho phép đánh giá lượng chi phí không khí cho việc quét khí ở bất kỳ thời điểm nào bằng hiệu

𝐺𝑘𝑞(𝜑) và 𝐺𝑘(𝜑) Trên đồ thị cũng cho thấy sự thay đổi lượng khí cháy trong xi lanh động cơ từ lúc bắt đầu mở cửa xả đến khi đóng hoàn toàn cửa xả Sau giai đoạn

xả tự do, mới chỉ có khoảng một nửa lượng khí xả được xả ra ngoài Không khí nén bắt đầu cấp vào xi lanh động cơ, chiếm chỗ và thực hiện chức năng quét khí, đẩy khí cháy ra khỏi xi lanh động cơ, làm cho lượng khí cháy tiếp tục giảm xuống Trong giai đoạn đầu cấp không khí quét, không khí quét chỉ chiếm chỗ trong xi lanh mà chưa ra theo đường khí cháy Bắt đầu từ điểm 𝑘, một phần không khí quét ra ngoài

xi lanh theo khí xả và lượng [𝐺𝑘𝑞(𝜑) − 𝐺𝑘(𝜑)] cho phép đánh giá lượng chi phí không khí sạch cho việc quét khí Như vậy trong khoảng giá trị góc quay trục khuỷu

từ lúc bắt đầu mở cửa quét đến thời điểm 𝑘, ta có [𝐺𝑘𝑞(𝜑) − 𝐺𝑘(𝜑)]

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 87

Hình 5.3 Sự thay đổi các thành phần không khí, khí cháy khi trao đổi khí

Trị số lớn nhất 𝐺𝑘 cho thấy toàn bộ lượng không khí chi phí cho việc quét khí

và nạp Trong giai đoạn từ thời điểm gần đóng cửa quét đến khi đóng cửa xả, lượng khí sạch còn lại trong xi lanh động cơ 𝐺𝑘(𝜑) giảm xuống do ảnh hưởng cùa tổn thất nạp Tổn thất nạp là pha không có lợi cho quá trình trao đổi khí Các biện pháp được

áp dụng để hạn chế ảnh hưởng của pha này như: chọn phương án tăng áp, quét khí, đặt các thiết bị phụ như bướm chắn …

Các chỉ tiêu đánh giá chất lượng quá trình trao đổi khí:

❖ Hệ số quét khí 𝝋𝒂: là tỷ số giữa lượng không khí nạp đã đi qua cửa quét

vào xi lanh động cơ 𝐺𝑘𝑞 với lượng không khí nạp còn lại trong xi lanh động cơ 𝐺 tính đến thời điểm kết thúc quá trình trao đổi khí

- Với động cơ hai kỳ không tăng áp: 𝜑𝑎 = 1,15 ÷ 1,25

- Với động cơ hai kỳ có tăng áp: 𝜑𝑎 = 1,6 ÷ 1,65

- Với động cơ bốn kỳ: 𝜑𝑎 = 1,0 ÷ 1,2

❖ Hệ số khí sót 𝜸𝒓: là tỷ số giữa lượng khí cháy còn sót lại trong xi lanh

động cơ 𝐺𝑟 với lượng không khí nạp còn lại trong xi lanh động cơ 𝐺 tính đến cuối thời điểm kết thúc quá trình trao đổi khí

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 88

- Động cơ bốn kỳ không tăng áp: 𝛾𝑟 = 0,06 ÷ 0,04

- Động cơ bốn kỳ có tăng áp: 𝛾𝑟 = 0,02 ÷ 0,04

- Động cơ hai kỳ quét thẳng: 𝛾𝑟 = 0,04 ÷ 0,08

- Động cơ hai kỳ quét vòng (MAN): 𝛾𝑟 = 0,08 ÷ 0,09

- Động cơ hai kỳ quét vòng (SULZER): 𝛾𝑟 = 0,09 ÷ 0,12

- Động cơ hai kỳ quét ngang: 𝛾𝑟 = 0,12 ÷ 0,14 Các yếu tố ảnh hưởng đến toàn bộ tuyến nạp-thải cũng như việc giảm áp suất không khí quét đều ảnh hưởng trực tiếp đến γr

❖ Hệ số nạp 𝜼𝒏: là tỷ số giữa lượng không khí nạp còn lại trong xi lanh động cơ 𝐺 với lượng không khí 𝐺𝑠 có thể chứa được trong thể tích công tác 𝑉𝑠 với thông số của không khí trước cửa nạp 𝑃0 và 𝑇0 (đối với động cơ không tăng áp) hoặc 𝑃𝑠 và 𝑇𝑠 (đối với động cơ có tăng áp)

𝜂𝑛 = 𝐺

Giá trị 𝜂𝑛 đánh giá khả năng sử dụng thể tích xi lanh trong quá trình trao đổi khí Khi 𝜂𝑛 càng lớn thì hiệu quả sử dụng thể tích xi lanh trong quá trình trao đổi khí càng cao, lượng không khí mới nạp vào xi lanh càng nhiều Giá trị 𝜂𝑛 phụ thuộc vào từng loại động cơ

- Đối với động cơ hai kỳ: 𝜂𝑛 = 0,75 ÷ 0,90

- Đối với động cơ bốn kỳ không tăng áp: 𝜂𝑛 = 0,75 ÷ 0,903

- Đối với động cơ bốn kỳ có tăng áp: 𝜂𝑛 = 0,70 ÷ 0,85

❖ Hệ số dư lượng không khí nạp hình học 𝝋𝒌:là tỷ số giữa thể tích không khí nạp do máy nén cung cấp 𝑉𝑘(𝑚𝑛) (ở điều kiện áp suất 𝑃𝑘 và nhiệt độ

𝑇𝑘) trong thời gian thực hiện một chu trình công tác của động cơ với thể tích công tác của các xi lanh động cơ 𝑖 𝑉𝑠 (𝑖 là số xi lanh)

𝜑𝑘 =𝑉𝑘(𝑚𝑛)

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 89

Hệ số lưu lượng không khí nạp hình học 𝜑𝑘 phụ thuộc chủ yếu vào hệ thống quét khí của động cơ và áp suất tăng áp 𝑃𝑘

- Đối với động cơ thấp tốc không tăng áp: 𝜑𝑘 = 1,15 ÷ 1,25

- Đối với động cơ diesel thấp tốc có tăng áp:𝜑𝑘 = 1,40 ÷ 1,60

- Đối với động cơ diesel cao tốc: 𝜑𝑘 = 1,40 ÷ 1,50

5.4 Ảnh hưởng của phương pháp sử dụng tăng áp đến quá trình trao đổi khí

trong động cơ hai kỳ

Do đặc điểm của động cơ hai kỳ, quá trình trao đổi khí diễn ra mà không có hành trình bơm riêng biệt như động cơ bốn kỳ, đồng thời quá trình diễn ra kèm theo điều kiện không khí nạp phải được nén sơ bộ Vì thế, việc sử dụng phương pháp tăng áp cho động cơ hai kỳ có ảnh hưởng nhiều đến quá trình trao đổi khí Chúng tăng áp xem xét ảnh hưởng này qua hai phương pháp tăng áp chủ yếu là tăng áp xung và tăng áp đẳng áp

5.4.1 Trao đổi khí tăng áp xung

Trên hình vẽ trình bày đồ thị sự thay đổi áp suất của khí xả và khí nạp trong

xi lanh động cơ và đồ thị thời gian tiết diện trong quá trình trao đổi khí (hình 5.1)

5.4.1.1 Pha xả tự do

Bắt đầu khi piston đi xuống đến điểm b, mở cửa xả, khí cháy trong xilanh xả

ra ống xả do sự chênh lệch áp suất Vào thời điểm này, áp suất khí cháy trong xi lanh 𝑃𝑏 = 4,5 𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2, còn áp suất khí xả trong ống xả sau xi lanh đang nhỏ hơn 1,4 𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2 Sự chênh lệch các trị số này (4,5 − 1,4 𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2) càng lớn bao nhiêu thì quá trình xả khí cháy từ xi lanh càng mãnh liệt bấy nhiêu Áp suất khí cháy trong

xi lanh giảm xuống rất nhanh, nhưng càng nhanh bao nhiêu thì áp suất khí xả trong đường ống xả trước tuabin lại tăng nhanh bấy nhiêu Vì đường ống xả có thể tích nhỏ, do đó hình thành một xung áp suất và áp suất khí khí xả trong đó đạt tới 2,1 𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2 Hiện tượng xung khí xả xuất hiện trong đường ống xả sẽ làm giảm nhanh chóng độ chênh lệch áp suất ban đầu Đồng thời với sự giảm động chênh lệch

áp suất ban đầu, lượng khí xả chảy từ xi lanh sang ống xả sẽ giảm đi nhanh chóng Ngay bản thân tuabin, với khả năng thông qua không cao, nó sẽ hãm dòng chảy và làm áp suất khí xả trong đường ống trước nó giảm xuống từ từ Trong khoảng thời gian nào đó, ngay trước khi mở cửa quét, sự chảy khí cháy từ xi lanh động cơ sau giai đoạn xả tự do (đoạn 𝑏𝑑) không giảm kịp đến áp suất không khí nạp trong bình chứa 𝑃𝑠 Như vậy tại điểm 𝑑 là điểm bắt đầu mở cửa quét (cửa nạp, trên đồ thị thời gian tiết diện), thực tế khí quét đã không cấp được vào trong xi lanh động cơ mà phải đợi đến điểm bắt đầu quét (điểm 𝑒) tương ứng với vị trí của piston mà tại đó áp

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 90

suất không khí trong bình chứa và khí cháy trong xi lanh bắt đầu cân bằng (𝑃𝑠 =

𝑃𝑥𝑙) Pha xả tự do kết thúc tại điểm 𝑒

Sự chênh lệch áp suất khí cháy trong xi lanh động cơ với áp suất không khí quét trong bầu nạp khi cửa quét đã mở cũng có thể gây ra hiện tượng khí xả đi ngược vào bầu nạp hoặc gây mở muộn ở cửa nạp Khi thiết kế tính toán, người ta luôn cố gắng để hạn chế độ chênh lệch áp suất khi độ mở cửa nạp còn rất nhỏ để tránh trào ngược khí xả vào bầu nạp

Tuy nhiên trong khai thác, sự thay đổi của áp suất khí nạp, tình trạng tổ hợp TBK-MN tăng áp cũng ảnh hưởng đến hiện tượng đó

5.4.1.2 Pha xả cưỡng bức và quét khí

Pha trao đổi khí này diễn ra khi piston chuyển động từ vị trí ĐCT xuống ĐCD khi áp suất không khí nạp trong bầu góp cân bằng với áp suất khí cháy trong xi lanh

(điểm 𝑒) Cửa quét và cửa xả lúc này đồng thời mở và trị số áp suất không khí nạp,

áp suất khí cháy trong xi lanh, áp suất khí xả trong đường ống xả được sắp xếp theo thứ tự thuận lợi nhất cho việc quét khí trong xi lanh: 𝑃𝑠 > 𝑃𝑥𝑙 > 𝑃𝑡 Không khí nạp

từ bình chứa đi vào và đẩy khí cháy trong xi lanh ra đường xả và tất nhiên một phần không khí sạch trộn lẫn với nó cũng ra ngoài ống xả Pha quét khí kết thúc khi đóng hoàn toàn các cửa quét

5.4.1.3 Pha tổn thất nạp

Bắt đầu từ điểm 𝑑′, khi kết thúc cấp không khí nạp nào xi lanh, piston tiếp tục lên ĐCT và cửa xả còn đang mở Một phần không khí nạp bị đẩy ra khỏi xi lanh trong quá trình này, và như vậy đoạn 𝑑′𝑏′ là pha tổn thất nạp Thực tế thì ở sơ đồ trao đổi khí mà chúng tăng áp đang xem xét, chỉ trong giai đoạn 𝑑′𝑎0 là giai đoạn

mà áp suất không khí nạp trong xi lanh động cơ cao hơn áp suất khí xả trong đường ống xả sau xi lanh va không khí nạp có thể bị đẩy ra đường xả Bắt đầu từ điểm 𝑎0, xung áp suất khí xả trong đường ống xả của xi lanh nổ tiếp theo nối chung ống xả với xi lanh đang xem xét, sẽ làm cho áp suất khí xả trong đường ống xả bắt đầu cân bằng và cao hơn áp suất không khí nạp trong xi lanh Không khí nạp trong xi lanh không có khả năng tràn ra ngoài đuựơc nữa vì đã hình thành một “rào chắn” khí xả bên ngoài cửa xả

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 91

Hình 5.4 Quá trình trao đổi khí ở động cơ 2 kỳ tăng áp xung

Như thế, pha tổn thất nạp không phải là toàn bộ giai đoạn 𝑑′𝑏′ mà chỉ chiếm một phần của nó là 𝑑′𝑎0 < 𝑑′𝑏′ Như vậy việc lựa chọn phương án tăng áp cho động

cơ hai kỳ cũng có thể làm thay đổi thời gian tiết diện và có thể cải thiện được chất lượng quá trình TĐK

5.4.2 Trao đổi khí tăng áp đẳng áp

Điểm đặc biệt của sơ đồ tăng áp này là ở chỗ khí xả được xả vào đường ống góp khí xả chung có thể tích khá lớn mà nhờ đó các xung khí xả bị triệt tiêu và áp suất khí xả trước tuabin sẽ ổn định

Trên hình 5.5 trình bày đồ thị sự thay đổi áp suất của khí xả và không khí nạp

phối hợp với đồ thị thời gian tiết diện trong quá trình trao đổi khí

5.4.2.1 Pha xả tự do

Giai đoạn này bắt đầu khi piston đi từ ĐCT xuống ĐCD và mở cửa xả (tại điểm 𝑏), khí cháy trong xi lanh có áp suất cao hơn khí xả ở đường ống xả sau xi lanh, tạo điều kiện cho nó tràn ra mãnh liệt Tuy nhiên, sự thay đổi áp suất khí xả trong đường ống xả ở giai đoạn này rất nhỏ và xung áp suất của khí xả tạo thành gần như không có Toàn bộ giai đoạn 𝑏𝑑, khí xả liên tục chảy từ xi lanh sang đường ống

xả và ở điểm 𝑑, vào thời điểm mở cửa quét, áp suất không khí bắt đầu cân bằng với

áp suất khí cháy trong xi lanh động cơ Hiện tượng trào ngược khí cháy vào bầu nạp

là không có

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 92

Hình 5.5 Quá trình trao đổi khí ở động cơ 2 kỳ tăng áp đẳng áp

5.4.2.2 Pha xả cưỡng bức và quét khí

Bắt đầu tại điểm 𝑑 khi piston đi xuống, mở cửa quét Pha này diễn ra thuận lợi ngay từ đầu do độ chênh lệch áp suất 𝑃𝑠 > 𝑃𝑥𝑙 > 𝑃𝑡 Tuy nhiên, so với kiểu tăng

áp dạng xung, việc tổ chức tăng áp đẳng áp làm cho trị số trung bình của 𝑃𝑡 cao hơn

và vì thế quá trình TĐK diễn ra không thuận lợi bằng sơ đồ tăng áp dạng xung

5.4.2.3 Pha tổn thất nạp

Bắt đầu khi piston đóng hoàn toàn cửa quét ở điểm 𝑑′, một phần khí nạp bị đẩy ra cửa xả khi piston đi lên ĐCT lúc này cửa xả vẫn chưa bị đóng lại Khác với kiểu tăng áp dạng xung, pha tổn thất nạp bắt đầu từ 𝑑′ và kết thúc ở điểm 𝑏 khi piston hoàn toàn đóng cửa xả Như vậy, sơ đồ tăng áp kiểu này không can thiệp làm thay đổi thời gian tiết diện TĐK

5.5 Một số hệ thống trao đổi khí ở động cơ hai kỳ

Các động cơ hai kỳ không tự thải khí cháy ra khỏi xi lanh và nạp khí mới vào

xi lanh, do đó hệ thống trao đổi khí cần phải có máy nén để thực hiện việc quét khí

và nạp khí mới vào trong xi lanh

Các động cơ diesel hai kỳ dưới tàu thuỷ hiện nay thường sử dụng một số dạng quét khí sau:

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 93

Exhaust

gas

Scavenge air inlet

Exhaust gas

Scavenge air inlet

Exhaust out

Scavenge air in

Opposed piston

Exhaust out

Scavenge air in

Exhaust valve

Hình 5.6 Sơ đồ trao đổi khí ở động cơ 2 kỳ

5.5.2 Quét vòng đặt ngang (hình 5.6a)

Ở các động cơ này cửa quét và cửa xả trên sơmi xi lanh nằm đối diện nhau Khí quét sẽ đi ngang qua sơmi xi lanh từ cửa quét vòng lên trên và đi ra cửa xả ở phía đối diện Hiệu suất của phương pháp quét khí này thấp vì có nhiều khí quét đi thẳng từ cửa quét ra cửa xả

5.5.3 Quét vòng đặt một bên (hình 5.6b)

Ở các động cơ này cửa quét và cửa xả nằm cùng một phía của sơmi xi lanh Khí quét đi vào trong sơmi xi lanh qua cửa quét vòng lên trên đuổi khí cháy trong sơmi xi lanh ra ngoài qua cửa xả Hiệu suất quét của phương pháp này cao hơn quét ngang

5.5.4 Quét thẳng qua cửa quét (hình 5.6c)

Phương pháp này áp dụng cho các động cơ piston đối đỉnh Trong trường hợp này cửa quét nằm phía dưới, cửa xả nằm phía trên của sơmi xi lanh hoặc ngược lại

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 94

5.5.5 Quét thẳng qua xupáp (hình 5.6 d)

Ở các động cơ hai kỳ quét thẳng nằm trên sơmi xi lanh và xupáp xả trên nắp sơmi xi lanh, các động cơ diesel hai kỳ thấp tốc cỡ lớn của hãng MAN-B&W là động cơ hai kỳ quét thẳng loại này Khí quét đi vào sơmi xi lanh theo hướng tiếp tuyến nên không khí sẽ chuyển động xoáy dọc theo vách sơmi xi lanh quét khí cháy

ra ngoài Chuyển động xoáy cùa dòng khí quét trong sơmi xi lanh làm cho quá trình trao đổi khí hoàn thiện hơn Hiệu suất quét của phương pháp này cao nhất trong các phương pháp trên

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 95

CHƯƠNG 6 TĂNG ÁP CHO DIESEL TÀU THUỶ

6.1 Mục đích của tăng áp cho động cơ diesel tàu thuỷ

6.1.1 Các phương pháp tăng công suất động cơ diesel tàu thuỷ

Cơ sở lý luận của tăng công suất động cơ diesel tàu thuỷ có thể bắt đầu từ các công thức cơ bản tính toán quá trình công tác của động cơ, như sau:

Lượng không khí nạp vào các xi lanh của động cơ trong 1 chu trình:

𝐺𝑘𝑘 = 𝑖 𝑉𝑠 𝜂𝑛 𝛾𝑘𝑘 [𝑘𝑔 𝑐ℎ𝑢 𝑡𝑟ì𝑛ℎ⁄ ] (6-1) Trong đó:

g ct: lượng nhiên liệu cung cấp theo chu trình cho 1 xilanh

Hệ số dư lượng không khí 𝛼 tính cho một chu trình:

(6-4)

Trong đó:

𝑘: hằng số

𝑃𝑒: áp suất có ích bình quân 𝐷: đườmh kính xi lanh 𝑆: hành trình piston 𝑛: vòng quay 𝑖: số xi lanh 𝑚: hệ số kỳ, bằng 1 với động cơ 2 kỳ, bằng 2 với động cơ 4 kỳ

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 96

Các phương án thông thường tăng công suất động cơ có thể bao gồm:

- Tăng số xi lanh i hoặc kích thước cơ bản, bao gồm đường kính xi lanh 𝐷

và hành trình piston 𝑆 Khi đó, thể tích công tác của xi lanh 𝑉𝑠 =0,785 𝐷2 𝑆 sẽ tăng lên

- Tăng số vòng quay 𝑛(𝑣 𝑝⁄ ), công suất động cơ cũng có thể cũng sẽ tăng lên Khi tăng vòng quay, vấn đề khó khăn là tính toán cân bằng động và đảm bảo bôi trơn

- Dùng động cơ hai kỳ (𝑚 = 1), có thể tăng gấp đôi công suất động cơ bốn

kỳ (𝑚 = 2) Trên thực tế, động cơ hai kỳ có công suất lớn hơn từ 1,6 ÷1,8 công suất động cơ bốn kỳ có cùng kích thước cơ bản

Tất cả các phương án đã nêu trên, việc tăng công suất cho động cơ luôn kèm theo việc tăng các kích thước của động cơ đồng thời với việc tăng lượng nhiên liệu tiêu thụ cho động cơ

Phương án tăng công suất dựa trên công thức (6-4) được đề cập sau đây là phương pháp tăng nhiên liệu tiêu thụ 𝐺𝑛𝑙 cho động cơ nhưng giữ nguyên kích thước của động cơ, được gọi là tăng áp động cơ Thuật ngữ “tăng áp” muốn nói đến vấn

đề tăng áp suất không khí nạp, nhưng bản chất của vấn đề tăng công suất trong mọi trường hợp là phải tăng lượng nhiên liệu tiêu thụ cho động cơ

Trên cơ sở công thức (6-4), việc tăng 𝐺𝑛𝑙 sẽ làm giảm hiệu suất chỉ thị của động cơ 𝜂𝑖 Hiệu suất chỉ thị 𝜂𝑖 phụ thuộc trực tiếp vào các điều kiện đảm bảo quá trình cháy nhiên liệu, trong đó yếu tố quan trọng là tỷ lệ giữa lượng nhiên liệu và không khí cấp vào xi lanh động cơ Chính vì vậy, để tăng lượng nhiên liệu cấp vào

xi lanh, người ta phài đồng thời tăng lượng không khí cần thiết để đốt cháy nó

Khối lượng riêng của không khí nạp được tính theo công thức:

𝛾𝑘𝑘 = 𝑃𝑠

Theo công thức (6-5), để tăng lượng không khí nạp, phải tăng áp suất không khí nạp 𝑃𝑠, và giảm nhiệt độ 𝑇𝑠 Tăng công suất động cơ diesel bằng cách tăng áp suất (giảm nhiệt độ) không khí nạp để đảm bảo hiệu suất cháy toàn bộ lượng nhiên liệu lớn hơn trên cơ sở các kích thước cơ bản của động cơ được gọi một cách đơn giản là tăng áp Trong các động cơ tăng áp, người tăng áp thường sử dụng máy nén

để tăng áp suất và sinh hàn để giảm nhiệt độ không khí nạp cho động cơ

Mức độ tăng công suất của động cơ nhờ tăng áp so với chính động cơ đó trong điều kiện chưa tăng áp được đánh giá bằng hệ số 𝜆𝑡𝑎 gọi là mức độ tăng áp

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 97

Các máy nén có thể được truyền động trực tiếp từ động cơ, dùng động cơ điện hoặc dùng tuabin khí xả Tuỳ theo việc dẫn động máy nén, người ta phân biệt các hình thức tăng áp cơ giới, tăng áp tuabin khí máy nén và tăng áp hỗn hợp

6.1.2.1 Tăng áp truyền động cơ giới

Máy nén khí thường có thể là máy nén thể tích hoặc máy nén cánh dẫn được truyền động trực tiếp từ động cơ Sơ đồ khối kết cấu động cơ tăng áp truyền động

cơ giới trên hình 6.1 bao gồm: động cơ diesel, cơ cấu truyền động, máy nén khí, sinh

hàn gió tăng áp và bầu chứa khí nạp đã tăng áp

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 98

Hình 6.1 Sơ đồ nguyên lý tăng áp cơ khí

1 Động cơ; 2 Cơ cấu truyền truyền động; 3 Máy nén;

4.Đường nạp; 5 Xupápnạp

Tăng áp cơ giới có ưu điểm là đảm bảo được không khí cung cấp cho động

cơ khi thay đổi chế độ khai thác động cơ Nhược điểm của phương pháp là phải chi phí công để dẫn động máy nén vượt quá 10% công suất chỉ thị và suất tiêu hao nhiên liệu bình quân 𝑔𝑒 > 180 [𝑔 (𝑚𝑙𝑐𝑖 ℎ)⁄ ] Tính đến các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật, người

ta chỉ áp dụng tăng áp cơ giới cho các động cơ có áp suất tăng áp 𝑃𝑘 < 1,5 ÷1,6 (𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ 2)

b Tăng áp tuabin khí máy nén

Tăng áp tuabin khí máy nén là phương pháp dùng tuabin sử dụng năng lượng

khí xả lai máy nén gió kiểu ly tâm được gắn đồng trục với roto tuabin Trên hình 6.2

thể hiện sơ đồ khối động cơ diesel tăng áp bằng tuabin khí máy nén Khí xả sau khi

ra khỏi động cơ có thể qua bộ biến đổi sơ bộ rồi cấp vào tuabin Công suất động cơ tuabin trực tiếp được sử dụng để dẫn động máy nén gió tăng áp Không khí nén trước khi cấp vào động cơ có thể được làm mát bằng thiết bị sinh hàn

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 99

Hình 6.2 Động cơ diesel tăng áp tuabin khí máy nén

Tăng áp bằng tuabin khí máy nén đơn thuần nhất cho phép tăng công suất động cơ diesel từ 50 ÷ 70%, tăng hiệu suất động cơ từ 4 ÷ 6% Bằng một số biện pháp cải tiến, tăng áp tuabin khí máy nén có thể tăng từ 2 đến 3 lần Để chủ động định lượng mức độ tăng áp, người tăng áp có thể trích một năng lượng khí cháy trong xi lanh động cơ dành cho tuabin bằng cách tăng góc mở sớm cơ cấu xả Trong trường hợp này, tuabin khí máy nén là thiết bị tận dụng năng lượng của khí xả Mặc

dù tăng áp bằng tuabin khí máy nén có thể cải thiện được các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ nhưng khả năng gia tải của động cơ rất kém

Trên thực tế, các động cơ diesel thường được trang bị các tổ hợp tuabin khí máy nén với nhiều thiết bị phụ trợ, nhiều phương án cải tiến Các phương án đó có thể kể ra như: bộ biến đổi xung khí xả, ống phun và ống khuyếch tán điều chỉnh được, phối hợp tăng áp cơ giới và tuabin khí máy nén, sử dụng máy nén hốc dưới

Xupáp hút Ống dẫn khí xả

Động cơ diesel tàu thủy II – Đại học GTVT TP.HCM – 2017 100

piston; sử dụng quạt gió phụ hoặc máy nén phụ vào mục đích giảm tải cho tổ hợp tuabin khí máy nén …

6.2 Sử dụng năng lượng khí xả cho tăng áp diesel tàu thuỷ

6.2.1 Phân bố năng lượng khí xả động cơ diesel

Quá trình xả trong động cơ diesel bắt đầu tại thời điểm mở cơ cấu xả (điểm

b, hình 6.3) Có hai giai đoạn trong quá trình xả Giai đoạn thứ nhất là xả tự do diễn

ra với tốc độ rất lớn do độ chênh lệch áp suất trong xi lanh và ống góp khí xả Giai đoạn thứ hai diễn ra dưới tác động của piston hoặc khí quét, với tốc độ lưu động nhỏ hơn

Năng lượng toàn bộ trong khí xả của động cơ 𝐸 có thể chia làm hai phần:

- Năng lượng do giãn nởkhí xả từ áp suất 𝑃𝑏 đến áp suất trong ống góp trước tuabin 𝑃𝑇, thành phần này được ký hiệu là 𝐸1, tương đương với phần diện tích 𝑆(𝑏𝑒𝑐𝑏) Đây là thành phần năng lượng mang tính chất xung

- Năng lượng do giãn nở khí xả trong tuabin khí máy nén từ áp suất 𝑃𝑇 đến

áp suất 𝑃𝑂𝑇 (sau tuabin) Thành phần này ký hiệu là 𝐸2 tương đương với phần diện tích là 𝑆(𝑒𝑓𝑝𝑞𝑒) Thành phần năng lượng này mang tính chất

p q

ΔV

E2

E1

ΔE Đường giãn nở

Hình 6.3 Phân bố năng lượng khí xả

Tuabin khí xả có thể sử dụng cả hai thành phần năng lượng này tuy nhiên mức độ sử dụng thành phần xung 𝐸1 phụ thuộc vào phương pháp tổ chức cấp khí xả đến tuabin Tuỳ thuộc vào cách tổ chức cấp khí xả đến tuabin, tuabin khí máy nén tăng áp có hai loại: