CHU TRÌNH LÝ TƯỞNG ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

1.1 Khái niệm cơ bản

Trong các động cơ đốt trong, việc nghiên cứu chu trình thực tế rất phức tạp. Có

rất nhiều yếu tố ảnh hưởng tới diễn biến của các quá trình trong chu trình công tác

như các thông số về kết cấu ( tỷ số nén, phương pháp quét khí và thải khí, phương

pháp hình thành khí hỗn hợp...), các thông số về điều chỉnh ( góc phân phối khí,

góc phun sớm, thành phần hỗn hợp), các thông số về khai thác (chế độ làm

việc của động cơ, điều kiện về môi trường). Vì vậy khi nghiên cứu cơ sở lý

thuyết của động cơ diesel, người ta phải xem xét sơ đồ đơn giản hoá các quá

trình công tác đó, hay còn được gọi là chu trình lý tưởng.

Chu trình lý tưởng động cơ đốt trong là chu trình công tác mà trong đó không

tính đến tổn thất nhiệt nào khác ngoài tổn thất nhiệt truyền cho nguồn lạnh được quy

định theo luật nhiệt động học 2.

Chu trình lý tưởng của động cơ diesel cho phép dễ dàng đánh giá tính hoàn

thiện và khả năng sử dụng nhiệt lượng của nhiên liệu để biến thành công.

1.1.1 Chu trình lý tưởng đốt trong

Chu trình lý tưởng động cơ đốt trong biểu diễn trên đồ thị P-V( đồ thị cong ) và T-S

Diesel (đồ thị nhiệt), bao gồm các quá trình nhiệt động cơ bản sau đây (hình 1.1):

Hình 1.1 Chu trình lý tưởng trên đồ thị P-V và T-S

Trong đó:

ac: quá trình nén đoạn nhiệt.

cz1: quá trình cấp nhiệt đẳng tích.

z1z: quá trình cấp nhiệt đẳng áp.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 103 zb: quá trình dãn nở đoạn nhiệt

ba: quá trình thải nhiệt đẳng tích.

1.1.2 Các thông số đặc trưng của chu trình

Tỷ số nén: ε = Va/Vc

Tỷ số áp suất : λ = Pz/Pc

Tỷ số dãn nở sớm: ρ = Vz/Vc

21

3

21

321

1;

QQ

Q

QQ

QQQ

+

−=

+

− +

= η η

Tỷ số dãn nở sau: δ = Vb/Vz

Hiệu suất nhiệt chu trình :

Trong đó :

Q1 : Nhiệt lượng cung cấp đẳng tích ;

Q2 ; Nhiệt lượng cung cấp đẳng áp ;

Q3 : Nhiệt lượng thải đẳng tính ;

1.1.3 Các giả thiết khi nghiên cứu chu trình lý tưởng:

Chu trình lý tưởng nêu trên khi nghiên cứu có kèm theo các giả thuyết sau đây :

- Chu trình diễn ra với một đơn vị khí lý tưởng ; các quá trình xảy ra chỉ làm

môi chất thay đổi về trạng thái vật lý và thành phần hoá học và khối lượng không

thay đổi.

- Không có các quá trình cháy trong xilanh động cơ, môi chất nhận nhiệt

là do tiếp xúc lý tưởng với nguồn nóng.

- Các quá trình nén và dãn nở là đoạn nhiệt, sự chuyển động là không có ma

sát.

- Quá trình thải nhiệt là do môi chất tiếp xúc lý tưởng với nguồn lạnh mà

không phải là quá trình trao đổi khí.

- Nhiệt dung riêng của môi chất là hằng số.

- Nguồn nóng và nguồn lạnh là vô cùng lớn để quá trình truyền nhiệt là ổn

định.

Chu trình lý tưởng với các giả thuyết treên dđaây được lấy làm cơ sở lý

thuyết nghiên cứu cho động cơ đốt trong. Các yếu tố về khai thác, kết cấu, kiểu loại

động cơ ... không ảnh hưởng đến chu trình. Sự thay đổi thể tích khi thực hiện các

quá trình nén và dãn nở là do piston chuyển động trong xilanh thực hiện nhưng

thông số trên đồ thị là do thể tích (hoặc thể tích riêng) của môi chất.

1.2 Chu trình lý tưởng

Tuỳ theo lượng nhiệt cung cấp Q1, Q2 từ nguồn nóng, chu trình lý tưởng có thể

được chia thành chu trình cấp nhiệt đẳng tích, cấp nhiệt đẳng áp hay cấp nhiệt hỗn

hợp.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 104 1.2.1 Chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng tích

Chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng tích (hình1.2), trong đó nhiệt lượng Q1 (hoặc

Qv) chỉ cấp theo chu trình trong quá trình đẳng tích c-z. Các động cơ đốt trong thực

hiện theo chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng tích có quá trình cháy diễn ra rất nhanh

(gần như tức thời tại điểm z). Các động cơ xăng, động cơ ga thường được thiết kế hoạt

động theo chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng tích.

Hình 1.2 thể hiện các quá trình công tác của chu trình lý tưởng cấp nhiệt

đẳng tích trên đồ thị P-V và T-S. Trong chu trình này nhiệt lượng cung cấp trong

quy trình đẳng áp Q2 = 0. Trong đó ta có thể thấy: ε = δ và ρ = 1.

Hình 1.2 Chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng tích trên đồ thị P-V và T-S

1.2.2 Chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng áp

Chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng áp (hình 1.3), trong đó nhiệt lượng Q2

(hoặc Qp) chỉ cấp cho chu trình trong qúa trình đẳng áp c-z. Các động cơ đốt

trong thực hiện theo chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng áp có quá trình cháy diễn ra

chậm hơn nhiều (sau điểm z). các động cơ diesel cấp nhiên liệu bằng không khí

nén được thiết kế hoạt động theo chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng áp .

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 105

Hình 1.3: Chu trình lý tưởng cấp nhiệt đẳng áp trên đồ thị P-V và T-S

Xem hình 1.3 trong chu trình này, nhiệt lượng cung cấp trong qúa trình đẳng

tích Q1 = 0, nhiệt lượng cung cấp cho chu trình chỉ còn lại là Q2, khi đó λ = 1.

1.2.3 Chu trình lý tưởng cấp nhiệt hỗn hợp

Trong chu trình lý tưởng cấp nhiệt hỗn hợp nhiệt lượng cung cấp trong các qúa

trình đẳng áp, đẳng tích đều tồn tại khác không: Q1K 0, Q2K 0. Chu trình lý tưởng

cấp nhiệt hỗn hợp (hình 1.4), trong đó nhiệt lượng Q1 (hoặc Qv) cấp cho công chất

trong qúa trình c-z1 còn nhiệt lượng Q2 (hoặc Qp) cấp cho công chất trong qúa trình

z1-z của chu trình. Động cơ diesel thông thường (cấp nhiên liệu bằng bơm cao áp và

vòi phun) được thiết kế hoạt động theo chu trình lý tưởng cấp nhiệt hỗn hợp.

Hình 1.4 Chu trình lý tưởng cấp nhiệt hỗn hợp trên đồ thị P-V và T-S

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 106 1.3 Hiệu suất nhiệt chu trình lý tưởng

;1

21

3

21

321

QQ

Q

QQ

QQQ

+

−=

+

− +

= η Hiệu suất chu trình lý tưởng:

Trong đó, Q1, Q2 là nhiệt cấp đẳng tích và đẳng áp, còn Q3 là nhiệt thải.

Mối liên hệ giữa các thông số tại các điểm đặc biệt của chu trình như điểm a, c,

z1, z, b theo thông số trạng thái ban đầu áp suất được tính toán như sau:

Điểm c:

;..

k

aa

k

cc VPVP =

..;..;.

1 1 1 − − −

= = = k

ac

k

aa

k

cc

k

ac TTVTVTPP ε ε

Điểm z1:

....; ;...;

1

1

1 1

1

1 −

==== === k

a c z

c

z

c

z k

a c z

c

z

TTT

P

P

T

T

PPP

P

P

ελλλ ελλλ

Điểm z:

.....; ;..;.

1

1

1 1

1

−

==== === k

a z z

z

z

z

z k

a zc zz

TTT

V

V

T

T

PPPPP ελρρρ ελλ

;..;..

1

...

1

.;..

1 1 − −

= = == = k

zz

k

k

a k

k

a k zb

k

zz

k

bb VTVTP PPPVPVP ρλ

δ

ελ

δ

Điểm b:

k

a ik zb TTT ρλ

δ

..

1

. == −

Do đó:

Mặt khác ta lại có:

)....().(

1 1

1 1

− −

− =−= k

a

k

avczv TTCTTCQ εελ

)...().(

)......().(

3

1 1

2 1

a

k

avabv

k

a

k

ap zzp

TTCTTCQ

T TCTTCQ

− =−=

− =−= − −

λρ

ελελρ

Thay vào công thức định nghĩa ηt , ta có:

)1.(.)1(

1.

.

1

1 1

−+−

−

−= −

ρλλ

λρ

ε

η

k

k

k t

Đối với chu trình cấp nhiệt đẳng tích: ρ =1, ε = δ ta có:

1

1

1 −

−= k t

ε

η

Đối với chu trình cấp nhiệt đẳng áp λ =1 ta có:

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 107 )1.(

1

.

1

1 1

−

−

−= −

ρ

ρ

ε

η

k

k

k

1.4 So sánh hiệu suất nhiệt của chu trình lý tưởng

Khi so sánh hiệu suất nhiệt của chu trình, người ta sử dụng đồ thị T-S và trên

đó lượng nhiệt cấp và thải đều được thể hiện bằng các phần tử diện tích của đồ thị.

Trên cơ sở công thức định nghĩa, hiệu suất nhiệt ηt sẽ thay đổi tùy thuộc vào nhiệt

lượng cung cấp cho chu trình (Q1+Q2) hoặc nhiệt lượng thải Q3.

1.4.1 So sánh hiệu suất nhiệt chu trình lý tưởng khi giữ nguyên tỉ số nén ε

và nhiệt lượng thải Q3 nhưng thực hiện theo các phương án cấp nhiệt đẳng

tích, đẳng áp và hỗn hợp:

Hình 1.5 So sánh hiệu suất nhiệt các chu trình lý tưởng

Với điều kiện cố định ε và Q3 ta thấy :

Khi giữ nguyên ε, các điểm a và c phải trùng nhau đối với cả ba chu trình.

Khi giữ nguyên Q3, ta thấy diện tích các hình biểu thị nhiệt thải với ba phương

án trên phải như nhau, có nghĩa là diện tích (1ab21) là chung cho cả ba chu trình.

Ghép ba chu trình cấp nhiệt đẳng tích aczvb ; hỗn hợp acz1zb ; đẳng áp aczpb

lên cùng một đồ thị T-S như hình vẽ 1.5.

So sánh nhiệt lượng cấp, mà nhiệt lượng cấp này biểu thị bằng các diện tích

dưới các đường cong cấp nhiêt, ta thấy :

S(1czv21) > S(1cz1z21) > S(czp21)

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 108 Từ công thức tính hiệu suất nhiệt, ta có thể kết luận:

v

ηηη >>

1.4.2 So sánh hiệu suất nhiệt chu trình lý tưởng khi giữ nguyên tỉ số nén ε và

nhiệt lượng cung cấp (Q1+Q2) nhưng thực hiện theo các phương án cấp nhiệt

đẳng tích, đẳng áp và hỗn hợp.

Với điều kiện giữ cố định ε và Q1+Q2 ta thấy:

Khi giữ nguyên ε, các điểm a và c trùng nhau đối với cả ba chu trình.

Khi giữ nguyên Q1+Q2, ta thấydiện tích các hình biểu thị nhiệt cấp với ba

phương trên phải như nhau, có nghĩa là:

S(1czv2v1) = S(cz1z21) = S(1czp2p1)

Như thế, các điểm 2v phải phân bố về phía trái, còn điểm 2p thì phân bố về phía

phải của điểm 2. Ghép ba chu trình cấp nhiệt đẳng tích aczvbv; hỗn hợp acz1zb; đẳng

áp aczpbp lên cùng một hệ tọa độ T-S như hình vẽ 1.6.

Hình 1.6 So sánh hiệu suất nhiệt các chu trình lý tưởng

p v

QQQ 333 <<

Từ đồ thị ta nhận thấy: S(1abv2v1) < S(1ab21) < S(1abp2p1)

Hay là:

Do đó:

v

ηηη >>

1.4.3 So sánh hiệu suất nhiệt của các chu trình lý tưởng theo phương án cấp

nhiệt đắng tích, hỗn hợp và đẳng áp khi giữ nguyên áp suất cực đại Pmax

và nhiệt lượng thải Q3

Với điều kiện lượng nhiệt thải Q3 như nhau cho nên khi biểu diễn cả ba chu

trình trên cùng một hệ tọa độ T-S, chúng phải cùng chung nhau qúa trình thải nhiệt

đẳng tích b-a.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 109 Với điều kiện áp suất cực đại Pmax như nhau cho nên khi biểu diễn cả ba chu

trình trên cùng một hệ tọa độ T-S, các điểm zv, z, zp phải cùng nằm trên một đường

p = const. Mặt khác, vì điểm b cùng chung cho cả ba chu trình nên các điểm zv, z, zp

phải trùng nhau.

Ghép ba chu trình cấp nhiệt đẳng tích acvzb; hỗn hợp acz1zb; đẳng áp acpzb lên

cùng một hệ tọa độ T-S như hình vẽ 1.7

Hình 1.7 So sánh hiệu suất nhiệt của các chu trình lý tưởng

Các điểm c trong chu trình cấp nhiệt đẳng tích là cv, hỗn hợp c, đẳng áp là cp,

đồng thời các điểm đó phân bố từ trên xuống dưới là cp, c, cv. Nhiệt lượng thải cho

nguồn lạnh của cả ba chu trình là bằng nhau, do đó:

Sv(1ab21) = S(1ab21) = Sp(1ab21) =Q3

Nhiệt lượng cấp phân bố như sau: S(1cpz21) >S(1cz1z21) > S(1cvz21)

Do đó: v

ηηη >>

1.4.4 So sánh hiệu suất nhiệt của các chu trình lý tưởng theo phương án cấp

nhiệt đắng tích, hỗn hợp và đẳng áp khi giữ nguyên áp suất cực đại Pmax và nhiệt

lượng cấp Q1+Q2

Ghép ba chu trình cấp nhiệt đẳng tích acvzvbv; hỗn hợp acz1zb; đẳng áp acpzpbp

lên cùng một hệ tọa độ T-S như hình vẽ 1.8

Với điều kiện lượng nhiệt cấp Q2+Q3 như nhau cho nên khi biểu diễn cả ba

chu trình trên cùng một hệ tọa độ T -S, các diện tích dưới đường cong cấp nhiệt

biểu thị cho lượng nhiệt cấp của cả ba chu trình phải bằng nhau, tức là:

Sv(1cvzv2v) = S(1cz1z21) = Sp(1cpzp2p) =Q1+Q2

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 110

Hình 1.8 So sánh hiệu suất nhiệt của các chu trình lý tưởng

Với điều kiện áp suất cực đại Pmax như nhau cho nên khi biểu diễn cả ba chu

trình trên cùng một hệ tọa độ T-S, các điểm zv, z, zp phải cùng nằm trên một đường

p=const.

So sánh nhiệt lượng thải biểu thị bằng các diện tích tương ứng ta thấy:

Sp(1abp2p) < S(1ab2) <Sv(1abv2v)

Do đó, từ công thức tính hiệu suất nhiệt, ta có thể kết luận:

v

ηηη >>

Qua sự so sánh hiệu suất nhiệt của các chu trình lý tưởng trên đây, chúng ta

nhận thấy rằng: Trong thực tế, nếu chế tạo các động cơ đốt trong có tỉ số nén ε như

nhau thì dù nhiệt lượng cấp không đổi hay nhiệt thải không đổi, hiệu suất nhiệt của

động cơ làm việc theo chu trình đẳng tích sẽ có hiệu suất cao hơn, nhưng nếu các

động cơ đốt trong có áp suất cháy cực đại Pmax như nhau thì những động cơ làm việc

theo chu trình đẳng áp lại có hiệu suất cao hơn cả. Trên quan điểm chế tạo động cơ,

người ta cần quan tâm đến áp suất cháy cực đại Pmax (thể hiện ứng suất cơ), vì vậy

nên chế tạo động cơ làm việc theo chu trình cấp nhiệt đẳng áp, nhưng việc chế tạo

và vận hành những động cơ này gặp khó khăn (động cơ diesel cấp nhiên liệu bằng

khí nén), cho nên những động cơ này thực tế đã không được chế tạo mà thay vào đó,

người ta chế tạo các động cơ diesel ngày nay làm việc theo chu trình cấp nhiệt hỗn

hợp.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 111 CHƯƠNG 2

CÁC QUÁ TRÌNH CÔNG TÁC ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

2.1 Quá trình nạp

2.1.1 Hệ số nạp

Trong động cơ đốt trong, sau mỗi chu kỳ công tác, động cơ cần phải thải một

lượng khí cháy và nạp một lượng không khí mới vào xi lanh động cơ. Chất lượng

của quá trình nạp và lượng không khí nạp vào xilanh động cơ có ảnh hưởng rất

nhiều đến quá trình tạo hỗn hợp và cháy nhiên liệu sau này. Thông thường, khi đánh

giá lượng không khí nạp vào xilanh động cơ trong quá trình nạp, người ta sử dụng

các thông số trước cửa hút của xilanh Po, To (hoặc Ps, Ts đối với động cơ hai kỳ và

động cơ tăng áp). Thực tế lượng không khí nạp có trong xilanh ở đầu quá trình nén

nhỏ hơn lượng không khí tính toán theo lý thuyết, bởi vì trong quá trình nạp, lượng

không khí nạp vào xi lanh còn chịu ảnh hưởng của các yếu tố sau:

Sức cản thủy lực của đường ống không khí nạp, các xupáp nạp và các cửa

nạp (trong động cơ hai kỳ). Do tồn tại sức cản thủy lực này nên áp suất của không

khí trong xilanh động cơ khi bắt đầu quá trình nén (cuối quá trình nạp) sẽ nhỏ hơn áp

suất không khí nạp trước cửa nạp. Sự giảm áp suất do sức cản thủy lực này sẽ làm cho

mật độ không khí trong xilanh động cơ của quá trình nạp sẽ bị giảm theo, và do

vậy, trong cùng một thể tích, trọng lượng của không khí sẽ giảm.

Sự sấy nóng không khí nạp do thành vách xilanh, đỉnh piston, các xupáp hay

các cửa làm cho nhiệt độ không khí nạp tăng, trọng lượng riêng của nó giảm xuống,

làm giảm lượng không khí nạp thực tế vào xilanh động cơ.

Ngoài ra trong thực tế, cuối quá trình xả chúng ta không thể làm sạch hoàn toàn

xi lanh công tác. Có nghĩa là khi bắt đầu quá trình nạp, trong xilanh bao giờ cũng

còn sót lại một lượng khí cháy. Lượng khí cháy cón sót lại này sẽ chiếm một phần

thể tích xilanh công tác, làm giảm lượng không khí sạch nạp vào xilanh.

Lượng khí cháy cón sót lại trong xilanh động cơ được đánh giá bằng một đại

lượng tương đối gọi là hệ số khí sót, kí hiệu là γr

L

Mr

= γ

(2-1)

Trong đó Mr: số lượng khí cháy còn sót lại trong xilanh động cơ ở cuối kỳ xả

(kmol); L: số lượng khí sạch nạp vào xilanh động cơ trong quá trình nạp (kmol).

Do lượng khí sót trong xilanh động cơ có nhiệt độ cao sẽ trao đổi nhiệt cho

không khí sạch mới nạp vào làm chi nhiệt độ của nó tăng lên. Kết quả là trọng lượng

riêng của không khí nạp giảm xuống, làm giảm lượng không khí thực tế nạp vào

xilanh động cơ.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 112 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 113

L

L

G

G

V

V

=== η

n VV

V

V

. η η =→=

Ảnh hưởng của tất cả các yếu tố trên làm cho lượng không khí thực tế nạp vào

xilanh động cơ ở các giá trị Pa,Ta thực tế nhỏ hơn lượng không khí lý thuyết tính

toán theo các thông số Po, To hay Ps, Ts.

Để đánh giá hiệu quả của quá trình nạp, người ta đưa ra khái niệm hệ số nạp

được định nghĩa như sau:

Hệ số nạp là tỉ số giữa lượng không khí có trong xilanh động cơ ở đầu hành

trình nén và lượng không khí có thể chứa trong thể tích công tác của xilanh động cơ,

có thông số là thông số trạng thái của không khí trước cửa hút của xilanh.

Nghĩa là: nếu kí hiệu ηn là hệ số nạp; Go (kg); Vo (m3

); Lo (kmol) là lượng

không khí thực tế nạp vào thể tích Va của xilanh công tác; Gs (kg); Vs (m3

); Ls (kmol)

là lượng không khí có thể chứa trong thể tích Vs của xilanh công tác có các thông số

của không khí trước cửa nạp Po, To (hay Ps,Ts) thì:

(2.2)

Cần chú ý là theo định nghĩa Va > Vs, do đó trong trường hợp lý tưởng nếu quá

trình xả là sạch hoàn toàn thì khi đó ηn có thể lớn hơn 1.

Để lập công thức tính toán hệ số nạp, trước hết là môt số giả thiết sau:

Quá trình nạp kết thúc tại điểm a của đồ thị công chỉ thị.

Công do khí cháy sinh ra trong quá trình nạp và năng lượng động học của nó là

như nhau.

Nhiệt dung riêng của khí sạch và khí sót ở nhiệt độ đầu quá trình nén là như

nhau.

Số lượng không khí sạch và khí sót ở đầu quá trình nén được tính như sau:

Ma=L+Mr = L.(1+γr) (2.3)

Trong đó, L: lượng không khí sạch (kmol); Mr: lượng khí sót còn sót lại trong

xilanh của cuối quá trình nạp (kmol).

Giá trị của Mn và L trong phương trình trên có thể xác định từ phương trình

trạng thái của chất khí:

4

10.

.848

.

a

aa

T

VP

M =

Trong đó, Pa, Ta là áp suất và nhiệt độ đầu quá trình nén (kG/cm2

K); Và là

thể tích xilanh đầu quá trình nén (m3

); Po, To là áp suất và nhiệt độ không khí nạp

trước cửa nạp (kG/cm2

,

K).

Từ công thức

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 114

4

10.

.848

..

T

VP

L

η

=

)1.(

...

a

aa

T

VP

T

VP

γ

η

+ =

)1.(.

.

.

a

ao

oa

V

V

TP

TP

γ η + =

; ε =

c

a

V

V ;.

c a VV ε =

; ε =

+

c

cs

V

VV c s

V V ).1( − = ε

1).1(

.

−

=

−

=

ε

ε

ε

ε

c

c

a

V

V

V

V

Khi đó:

Thay L, Ma vào công thức (2.3) và rút gọn ta có:

Từ đó:

Ta đã có: Do đó:

Hay Do đó:

Khi đó:

Thay vào công thức ηn ta có:

r ao

oa

TP

TP

γ ε

ε

η

+ −

=

1

1

.

.

.

.

1

Trường hợp động cơ bốn kỳ tăng áp hay động cơ hai kỳ, thông số trước cửa nạp là

Ps, Ts. Khi đó công thức tính hệ số nạp cho động cơ bốn kỳ có tăng áp có dạng như

sau:

r as

sa

TP

TP

γ ε

ε

η

+ −

=

1

1

.

.

.

.

1

Đối với động cơ hai kỳ quá trình nén thực tế là khi piston đóng kín các cửa. Vì

thế, trong tính toán quá trình nạp cho động cơ hai kỳ ta phải lấy tỉ số nén thực tế εt

c

sc

c

a

V

VV

V

V ' '

+

== ε

Vs': thể tích công tác của xilanh khi đóng kín các cửa.

Gọi S

h

S

ψ = là hệ số tổn thất hành trình, trong đó h là khoảng cách từ mép trên

của cửa cao nhất đến điểm chết dưới của piston. Khi đó có thể tích:

)1.(

'

VV ψ −=

Thay vào công thức tính t

ε , khi đó ta sẽ có:

1

ε ψ ε

−

=

−

(2-4)

(2-5) Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 115

c

a

V

V

= ε

c

s sc

V

VV )1( ψ ε

− +

=

ct

V

V

ε

−

−

=

1

)1(

c

sc

c

a

V

VV

V

V +

== ε

P

T

RV . =

TR

P

V .

1

== γ

ao

oao

a

a

a

TP

TP

P

TR

TR

P

.

..

.

.

= =

γ

γ

Vì vậy: (1 ) ts s

ε εψψ =−+

Trong động cơ bốn kỳ, bỏ qua sự đóng muộn của xupáp, khi đó ta có thể xem

quá trình nén bắt đầu khi piston từ điểm chết dưới đi lên điểm chết trên và

Khi đó ta có:

Từ phương trình:

ta có:

Thay vào công thức tính hệ số nạp và chú ý là:

Khi đó ta có công thức tổng quát tính hệ số nạp:

)1.(

1

1

.

.

.

.

1

r as

sa

TP

TP

γ ε

ε

η −

+ −

=

Động cơ bốn kỳ không tăng áp thay Ps, Ts bằng Po, To, còn hệ số ψs đối với

động cơ bốn kỳ có tăng áp và không tăng áp đều bằng không. Khi đó, công thức

tính hệ số nạp cho động cơ bốn kỳ không tăng áp lại quay về dạng:

r ao

oa

TP

TP

γ ε

ε

η

+ −

=

1

1

.

.

.

.

1

Có thể biểu diễn công thức tính hệ số nạp dưới một dạng khác như sau:

Từ phương trình trạng thái của 1kg chất khí P.V = R.T

Viết cho chất khí có thông số Po, Vo, To ta có: Po.Vo = R.To

Từ đó: và

Tương tự, viết cho chất khí có thông số trạng thái ở đầu quá trình nén ta có:

a

a

a

TR

P

.

= γ

Từ đó:

Khi đó công thức tính hệ số nạp của động cơ bốn kỳ không tăng áp có thể viết

dưới dạng:

a

γγ

γ

ε

ε

η

+−

=

1

1

..

1 Đối với động cơ bốn kỳ có tăng áp và động cơ hai kỳ được thay bằng γs và

khi đó biểu thức

as

s a

p T

p T

được thay bằng

a

γ

γ

Bây giờ ta sẽ phân tích xem hệ số nạp phụ thuộc vào những yếu tố nào?

Từ công thức tính hệ số nạp của động cơ bốn kỳ không tăng áp:

r ao

oa

TP

TP

γ ε

ε

η

+ −

=

1

1

.

.

.

.

1

Ta thấy biểu thức

1

ε

ε −

là một thông số phụ thuộc vào kết cấu của động cơ.

Như vậy với mỗi động cơ cụ thể thì biểu thức này là một hằng số. Còn biểu thức

1

1 r

γ +

thì ở đây γr là một thông số phụ thuộc vào hệ thống quét thải của động cơ

và chế độ công tác đã cho. Chất lượng làm sạch xilanh và do đó giá trị của γr

thay đổi phụ thuộc rất nhiều vào việc hoàn thiện hệ thống quét thải và hệ thống

tăng áp. Ngoài ra việc làm vệ sinh sạch các cửa quét thải trong động cơ hai kỳ, các

đường ống xả và tuabin khí tăng áp cũng làm cho hệ số γr thay đổi. Khi γr tăng, hệ

số nạp giảm xuống và ngược lại.

Môi trường nơi động cơ làm việc có ảnh hưởng đến hệ số nạp thông qua giá trị

Po, To và ϕ. Thực tế giữa áp suất, nhiệt độ và độ ẩm của môi trường ảnh hường đến

hệ số nạp như thế nào? Khi Po, To thay đổi sẽ làm cho mật độ không khí trước cơ

cấu nạp (γo) thay đổi nhưng đồng thời nó cũng làm cho γa thay đổi theo. Nói cách

khác, khi mật độ không khí cuối quá trình nạp cũng tăng (giảm) theo.

Do vậy, tỉ số

0

a γ

γ

thực tế thay đổi rất ít và hầu như không đáng kể. Như vậy đối

với một động cơ cụ thể ở một chế độ khai thác đã chọn thì có thể xem hệ số nạp

không chịu ảnh hưởng của môi trường nơi động cơ làm việc nếu hê số khí sót cũng

không thay đổi. Tuy nhiên dù ηn không thay đổi nhưng do trọng lượng riêng của

không khí nạp thay đổi nên lượng không khí sạch nạp vào xilanh động cơ cũng thay

đổi theo. Nếu chuyển động cơ từ vùng có nhiệt độ thấp (hàn đới) sang khai thác ở

vùng có nhiệt độ cao (nhiệt đới) thì do nhiệt độ môi trường To tăng làm γo giảm và

vì vậy số lượng không khí nạp vào xilanh động cơ cũng giảm theo. Nếu các điều

kiện khác là như nhau thì trong trường hợp này để giữ nguyên hệ số dư lượng

không khí α thì bắt buộc phải giảm lượng nhiên liệu cung cấp cho chu trình, tức là

giảm công suất của động cơ.

Ngoài hai yếu tố áp suất và nhiệt độ thì độ ẩm môi trường cũng có ảnh hưởng

đáng kể đến lượng không khí nạp vào xilanh động cơ.

Lượng không khí nạp vào xilanh động cơ khi không khí là không khí khô có

thể tính theo công thức: 10 ..

s n Gv γ η =

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 116 Khi không khí nạp là không khí ẩm thì lượng không khí thực tế nạp vào xilanh

động cơ được tính như sau:

d

VG osn

.61,11

1

...

2

+

= γη

Trong đó động cơ là độ ẩm riêng của hơi nước trong không khí ẩm (kg hơi

nước/kg không khí khô)

Như vậy khi động cơ tăng, lượng không khí thực tế nạp vào xilanh động cơ sẽ

giảm.

Như đã nói ở trên, đối với động cơ bốn kỳ có tăng áp và động cơ hai kỳ, thông

số trước cửa nạp không phải là Po, To mà là Ps, Ts. Hai thông số này ngoài ảnh

hưởng của môi trường còn chịu ảnh hưởng của quá trình nén trong máy nén tăng áp

và chế độ làmm mát không khí tăng áp. Điều này có nghĩa là Po, To và

ϕ là các

thông số gián tiếp ảnh hưởng đến trọng lượng không khí nạp. Do vậy có thể nói đối

với các động cơ bốn kỳ có tăng áp và động cơ hai kỳ, ảnh hưởng của môi trường sẽ

nhỏ hơn so với động cơ không tăng áp.

Sức cản thủy lực trên đường ống hút được biểu thị thông qua biểu thức

0

a p

hoặc

a

. Khi sức cản trên đường ống hút càng tăng thì

0

a p

sẽ càng nhỏ và do đó ηn sẽ

càng giảm.

Các giá trị của hệ số nạp phụ thuộc vào kiểu loại động cơ và thường nằm trong

khoảng sau:

Động cơ thấp tốc tăng áp: ηn =0,8 ÷ 0,9

Động cơ trung tốc và cao tốc không tăng áp: ηn =0,75 ÷ 0,85

Động cơ tăng áp: ηn =0,8 ÷ 0,95

2.1.2 Xác định các thông số của quá trình nạp

Giá trị ε là một thông số kết cấu:

a

c

v

v

ε =

Đối với các động cơ đốt trong, việc lựa chọn ε khi thiết kế động cơ dựa yêu

cầu là nhiệt độ cuối quá trình nén phải đảm bảo nhiên liệu có khả năng tự

bốc cháy, nhưng đồng thời phải giữ cho các giá trị ứng suất nhiệt và ứng suất cơ

nằm trong giới hạn cho phép.

Các động cơ diesel tàu thủy giá trị ε =10 ÷ 19; động cơ kích thướt nhỏ chọn

ε cao; động cơ không tăng áp có ε cao hơn động cơ tăng áp.

Hệ số khí sót cũng là một giá trị phụ thuộc vào kiểu loại động cơ và thường

nằm trong các khoảng sau:

Động cơ bốn kỳ không tăng áp: γr = 0,04 ÷ 0,055

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 117 Động cơ bốn kỳ có tăng áp: γr = 0,02 ÷ 0,044

Động cơ hai kỳ quét thẳng: γr = 0,02 ÷ 0,07

Động cơ hai kỳ quét vòng: γr = 0,08 ÷ 0,11

Các giá trị trên cho ta một nhận xét rằng, động cơ bốn kỳ có giá trị γr nhỏ

hơn động cơ hai kỳ. Sở dĩ như vậy là do trong động cơ bốn kỳ tồn tại một hành

trình xả riêng biệt, vì vậy nó có khả năng làm sạch xilanh tốt hơn. Còn động cơ

hai kỳ quét thẳng do quỹ đạo chuyển động của dòng khí không phải đổi chiều, do

đó nó có khả năng quét sạch các góc của xilanh hơn động cơ hai kỳ quét vòng nên

giá trị γr của nó nhỏ.

Ngoài hai thông số phụ thuộc kết cấu trên, các thông số khác của quá trình nạp

đều là những thông số phụ thuộc trạng thái của khí nạp. Sau đây chúng ta sẽ đi tìm

phương pháp xác định các thông số này.

Áp suất và nhiệt độ điều khiển cuối quá trình nạp là hai thông số quan trọng

của quá trình trao đổi khí. Các thông số này có thể được xác định bằng tính toàn hay

thực nghiệm. Đặc tính thay đổi của áp suất và nhiệt độ khí nạp và các giá trị

khác của nó phụ thuộc rất nhiều vào cường độ trao đổi nhiệt giữa chất khí và

thành vách xilanh, các xupáp và các cửa, cũng như sự trao đổi nhiệt giữa khí nạp

và khí sót trong xilanh.

Để xác định nhiệt độ chất khí trong xilanh ở cuối kỳ nạp, ta xuất phát từ

phương trình năng lượng.

Gọi Ma là số lượng mol của hỗn hợp khí sạch và khí sót trong xilanh ở cuối kỳ

nạp.

L: Số lượng mol khí sạch nạp vào xilanh trong quá trình nạp.

Mr: Là số lượng mol khí sót.

v C : Là nhiệt dung riêng đẳng tích của không khí sạch

v C : Là nhiệt dung riêng đẳng tích của khí sót

v C : Là nhiệt dung riêng đẳng tích của hỗn hợp.

Ta giả thiết công của chất khí sinh ra trong quá trình nạp bằng không, khi đó ta có

thể viết:

vrov a

va TCMTCLTCM ......

''

+=

Trong công thức trên, ta giả thiết rằng khí sạch nạp vào xilanh động cơ có nhiệt

độ tại cửa hút của xilanh là To (động cơ bốn kỳ không tăng áp). Sau khi đi qua cơ

cấu nạp nó nhận nhiệt và nhiệt độ tăng từ To lên: :

'

0 T '

00 sn TT T = +Δ

Trong đó sn T Δ là độ gia tăng nhiệt độ do sự sấy nóng của các cửa, cơ cấu

nạp, đỉnh piston và thành vách xilanh.

Sự khác nhau của các giá trị rất nhỏ và ta có thể xem chúng là như

nhau. Khi đó, trở lại phương trình trên ta có thể viết:

,

v C ,

v C m

v C

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 118 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 119

a

a

M

TMTL

T

..

'

+

=

rro aa TMTLTM ...

'

+=

Từ đó:

Thay: Ma = L + Mr và chú ý

M

L

γ = , khi đó ta có:

TT

T

γ

γ

+

+

=

1

.

'

(2.8)

Thông thường giá trị sn T Δ nằm trong khoảng 10 ÷ 20o

C, còn giá trị nhiệt độ của

khí sót phụ thuộc vào kiểu loại động cơ và nằm trong khoảng 700 ÷ 800o

K.

Công thức tính nhiệt độ cuối quá trình nạp trên đây là của động cơ bốn kỳ

không tăng áp. Đối với động cơ bốn kỳ có tăng áp và động cơ hai kỳ thì phải chú ý

là nhiệt độ trước cơ cấu nạp là : lm ks

TTT Δ − =

Nhiệt độ Tk của không khí sau máy nén tăng áp có thể tính như sau:

k

ok

P

P

TT

1 −

⎟

⎟

⎠

⎞

⎜

⎜

⎝

⎛

=

Trong đó, m: chỉ số nén đa biến của máy nén:

Với máy nén ly tâm: m = 1,5 - 2.

Với máy nén piston : m = 1,5 - 1,6.

Với máy nén rotor : m = 1,7 - 1,8.

lm T Δ : độ giảm nhiệt độ của không khí khi đi qua sinh hàn khí tăng áp.

Và khi đó, tương tự như trong động cơ bốn kỳ:

'

Ss s

TT và n T =+Δ

'

.

1

a

TT

T

γ

γ

+

=

+

(2.9)

Thông thường với các động cơ diesel: Ta = 315 ÷ 340o

K

Áp suất của khí nạp sau khi đi qua các cơ cấu nạp sẽ giảm đi một lượng bằng

sức cản trên đường ống nạp. Vì vậy chúng ta có thể tính:

Đối với động cơ bốn kỳ không tăng áp: 0 ah p pp = −Δ

Đối với động cơ bốn kỳ tăng áp và động cơ hai kỳ: as h p pp = −Δ

Trong đó; h p Δ là độ giảm áp suất khi đi qua các cơ cấu hút.

Thông thường đối với các động cơ diesel tàu thủy, giá trị Pa nằm trong khoảng

sau:

Động cơ bốn kỳ không tăng áp: Pa = (0,85 ÷ 0,90)Po.

Động cơ hai kỳ có tăng áp: Pa = (0,90 ÷ 0,96)Po.

Động cơ hai kỳ quét thẳng qua xupáp : Pa = (0,96 ÷ 1,04)Po. Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 120

Động cơ hai kỳ quét vòng: Pa = (0,96 ÷ 1,1)Po.

Cuối cùng nếu thay:

'

a

.

T

1

TT γ

γ

+

=

+

vào công thức tính hệ số nạp ta sẽ có công

thức tính hệ số nạp cho động cơ bốn kỳ không tăng áp là:

0

'

00

..

1

a

pT

. p T T

ε

η

ε

=

−+γ

(2.10)

Trở lại công thức tính: 0 ah p pp = −Δ hay as h p pp = −Δ

Trong đó h p Δ có thể được xácđịnh từ phương trình Becnuli với giả thiết là: khi

chất khí chuyển động từ ống dẫn đến xilanh công tác, trạng thái của chất khí khong

thay đổi.

Khi đó ta có thể cho γo = γa hay γa = γs. Ta lại giả thiết vận tốc của dòng khí tại

cửa vào là bằng không, khi đó có thể viết:

2

).1.(

.2

W g

PPP o

aoh ξ

γ

+=−=Δ

Trong đó

ξ à hệ số cản trên đường ống hút, thường bằng 0,03 ; W : vận tốc của

dòng khí nạp.

Với động cơ bốn kỳ ta có thể tính như sau :

2

2

.

.

30

.

k di

DnS

W =

Trong đó, S : hành trình của piston (m); D: đường kính xilanh; dk: đường kính

tiết diện lưu thông của xupáp hút (m); i: số xupáp hút trên một xilanh.

Đối với động cơ bốn kỳ có tăng áp, trong công thức trên ta phải thay γo bằng γs

Sau đây chúng ta kí hiệu h p Δ của động cơ bốn ky không tăng áp là 0 p Δ , còn đối

với động cơ bốn kỳ có tăng áp và động cơ hai kỳ là S p Δ .

Trị số 0 p Δ , S p Δ biểu thị sức cản trên đường ống hút. Làm sạch đường ống hút

sẽ làm giảm 0 p Δ hay S p Δ trong khai thác, làm tăng Pa và do vậy tăng lượng khí nạp

vào xilanh động cơ. Phân tích tương tự như vậy chúng ta thấy khi giảm Ta cũng làm

cho mật độ không khí nạp tăng. Tăng cường chế độ làm mát khí tăng áp làm giảm Ta

Nhiệt độ môi trường tăng, phụ tải động cơ tăng sẽ làm tăng Ta và do vậy giảm lượng

không khí nạp.

Các giá trị áp suất và nhiệt độ khí sót ảnh hưởng không nhiều đến hệ số nạp

nhưng giá trị γr thì có ảnh hưởng lớn. Khi tăng γr làm cho nhiệt độ không khí trong

xilanh ở cuối quá trình nạp tăng, mật độ không khí nạp giảm làm giảm lượng không

khí nạp. Thực nghiệm đã chứng tỏ rằng khi γr tăng từ 0,05 lên 0,15 thì hệ số nạp

giảm từ 0,86 xuống còn 0,69.

(m/s) Giá trị ảnh hưởng ít đến hệ số nạp và khi tính toán có thể bỏ qua. Pha phân phối

khí tức là gó mở sớm, đóng muộn của càc xupáp hay các cửa có ảnh hưởng đến quá

trình nạp và lượng không khí nạp.Việc lựa chọn các pha phân phối khí một cách hợp

lí sẽ làm tăng lượng không khí ạp vào xilanh động cơ.

Cuối cùng, vòng quay động cơ cũng là một thông số ảnh hưởng đến hệ số nạp,

khi vòng quay động cơ tăng làm tăng sức cản thủy lực của dòng không khí nạ,

làm cho ηn giảm. Đặc biệt ở chế độ khai thác động cơ khi mà cả vòng quay và phụ

tải đều tăng thì ảnh hưởng đồng thời của cả hai yếu tố này đến hệ số nạp và

lượng không khí nạp là rất đáng kể. Khi đó lượng không khí nạp vào xilanh động

cơ bị giảm xuống, ảnh hưởng tốt đến chế độ làm việc bình thường của động cơ.

2.2 Quá trình nén

2.2.1 Sự trao đổi nhiệt trong quá trình nén

Nhiệm vụ của quá trình nén là nâng nhiệt độ của không khí trong xilanh ở cuối

kỳ nén đến nhiệt độ có khả năng tự bốc cháy nhiên liệu một cách bình thường.

Trong tính toán, quá trình nén bắt đầu khi piston đi từ điểm chết dưới lên điểm chết

trên và tất cả các cơ cấu phân phối khí đều đóng lại.

Nếu quá trình nén diễn ra không có sự trao đổi nhiệt với thành vách xilanh thì quá

trình nén là đoạn nhiệt và được miêu tả bằng phương trình: P.Vk=const.

Hình 2.1 Diễn biến quá trình nén

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 121 Thực tế quá trình nén trong xilanh động cơ là một quá trình đa biến phức tạp

với chỉ số nén đa biến luôn luôn biến đổi do giữa chất khí và thành vách xilanh có

sự trao đổi nhiệt. Sự trao đổi này luôn luôn thay đổi cả về trị số và hướng trao đổi

nhiệt. Ngoài ra, trong thực tế cần phải tính đến rò lọt của không khí nén qua xéc

măng và các xupáp. Ở đầu quá trình nén, do nhiệt độ chất khí còn thấp hơn nhiệt độ

thành vách xilanh, nên thành vách xilanh trao đổi nhiệt cho chất khí. Nói cách khác,

chất khí nhận nhiệt, do đó n1 > k (hình 2.1).

Piston tiếp tục đi lên, chất khí bị nén, nhiệt độ tăng dần do đó cường độ trao đổi

nhiệt giữa thành vách xilanh cũng giảm đi đến một lúc nào đó khi nhiệt độ chất khí

bằng nhiệt độ thành vách xilanh, thì quá trình trao đổi nhiệt tức thời bằng không.

Quá trình đó là quá trình đoạn nhiệt tức thời, khi đó n1 = k. Tiếp tục quá trình nén,

nhiệt độ chất khí tăng lên và lớn hơn nhiệt độ thành vách xilanh. Lúcnày quá trình

trao đổi nhiệt từ khí đến vách tức là chất khí nhả nhiệt và n1 <k.

Do có sự trao đổi nhiệt này mà điểm C trong quá trình nén thực tế sẽ nằm thấp

hơn điểm C trong quá trình nén đoạn nhiệt.

2.2.2 Chỉ số nén đa biến n1

Thực tế đã chứng tỏ rằng giá trị n1 biến đổi từ 1,50 ÷ 1,53 ở đầu kỳ nén xuống

đến 1,1 ÷ 1,2 ở cuối kỳ nén.

Khi nhiệt độ thành vách xilanh càng nguội lạnh, điểm C trong quá trình nén

thực tế càng thấp hơn điểm C trong quá trình nén đoạn nhiệt. Khi Tc càng thấp, thời

gian trì hoãn sự cháy τi càng kéo dài, động cơ làm việc càng cứng. Trong trường hợp

đặc biệt khi Tc càng thấp có khả năng nhiên liệu sẽ không tự bốc cháy được.

Trong tính toán chu trình công tác, để đơn giản người ta lấy giá trị n1 bình quân

với điều kiện là : công trong quá trình nén đa biến với n1 thay đổi bằng công trong

quá trình nén đa biến với n1 không đổi.

Giá trị của n1 thường nằm trong khoảng sau:

Động cơ thấp tốc có làm mát piston : n1 = 1,34 - 1,38

Động cơ trung và cao tốc: n1 = 1,38 - 1,42

Khi tăng n1 công chi phí cho quá trình nén sẽ tăng, tổn thất cơ giới lớn, nhưng

giảm n1 sẽ bị hạn chế bởi nhiệt độ.

Các yếu tố ảnh hưởng đến n1 là số vòng quay của động cơ, phụ tải, kích thước

xilanh, cường độ làm mát và tỉ số nén.

Tăng số vòng quay của động cơ làm giảm thời gian trao đổi nhiệt giữa chất khí

và thành vách xilanh, quá trình nén càng gần giống với quá trình nén đoạn nhiệt, do

đó n1 tăng lên. Ngược lại, giảm số vòng quay của động cơ sẽ làm cho n1 giảm

xuống.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 122 Giảm phụ tải của động cơ làm cho nhiệt độ thành vách xilanh giảm đi trong khi

đó lượng nhiệt mà chất khí trao cho thành vách xilanh tăng lên, kết quả là n1 giảm

xuống.

Trường hợp khi giảm cả phụ tải và số vòng quay của động cơ thì n1 giảm

nhiều. Việc giảm n1 nhiều có thể dẫn đến là nhiệt độ cuối kỳ nén không đủ để bốc

cháy nhiên liệu, động cơ sẽ bị dừng. Vì vậy động cơ lai chân vịt tàu thủy nhất thiết

phải giới hạn vòng quay nhỏ nhất để đảm bảo động cơ làm việc được ở chế độ

ma nơ và khởi động. Khi tốc độ trung bình của piston không đổi thi tăng đường

kính xilanh (D) sẽ làm cho n1 tăng lên. Điều này được giải thích là khi tăng Động

cơ, khả năng trao đổi nhiệt giữa phân tử vật chất bên trong xilanh với thành vách sẽ

kém đi. Ngoài ra cần tính đến khi tăng đường kính xilanh, bề mặt làm mát tương đối

sẽ giảm xuống.

Bề mặt làm mát tương đối được tính bằng

lm F

V

Trong đó: Flm là diện tích bề mặt được làm mát của xilanh; V: thể tích của

xilanh.

Có thể thấy rằng

lm F

V

tỉ lệ với

2

3

.

.

aD c

bD D

=

Như vậy khi động cơ tăng, bề mặt làm mát tương đối giảm, khả năng trao đổi

nhiệt giữa chất khí và vách giảm xuống, n1 tăng lên. Trong động cơ diesel, việc

tăng cường chế độ làm mát nhằm đảm bảo độ bền của các chi tiết nhóm piston

xilanh, nhưng cần lưu ý khi nhiệt độ thành vách xilanh càng nguội thì n1 càng giảm

xuống.

Ngoài các yếu tố chính nêu trên thì tình trạnh kỹ thuật của động cơ cũng có ảnh

hưởng đến chỉ số nén n1. Khi nhóm piston - xilanh mòn nhiều thì hiện tượng lọt khí

nạp sẽ tăng lên, chỉ số nén đa biến sẽ giảm. Và cuối cùng khi tăng tỉ số nén ε,

nhiệt độ và áp suất của không khí nén sẽ tăng làm răng lượng nhiệt mà chất khí

truyền cho thành vách xilanh, đồng thời quá trình lọt khí qua xéc măng cũng tăng

lên. Vì vậy tăng tỉ số nén ε, chỉ số nén đa biến trung bình n1 sẽ giảm xuống.

Giá trị n1 thay đổi liên tục trên đường cong nén nhưng giá trị n1 tại mỗi điểm có

thể tính như sau:

2 1

1 2

1

lglg

lglg

VV

PP

−

−

=

Giá trị n1 bình quân của quá trình nén được tính như sau:

1

lg

lg lg

lg lg

lg

c

a ca

ac a

c

vv v

v

⎛⎞

⎜⎟

− ⎝⎠

==

− ⎛⎞

⎜⎟

⎝⎠

(2.11)

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 123 Giá trị Pc và Pa được xác định từ đồ thị công chỉ thị. Khi thí nghiệm giá trị Pc

được xác định bằng cách cắt không cấp nhiên liệu vào xilanh cần đo Pc.

2.2.3 Các thông số chất khí ở cuối kỳ nén

1. Áp suất cuối kỳ nén

Quá trình nén đa biến được đặc trưng bằng phương trình cơ bản:

PVn1

= const;

Áp dụng cho điểm a và điểm c ta có: Pa.Va

n1

= Pc.Vc

n1

Do đó: Pc = Pa.

1 n

ε

2. Nhiệt độ kỳ cuối nén

Từ phương trình trạng thái của môi chất tại điểm a và điểm c:

ε

ε

1

..

.

.

.

1 n

a

aa

cc

ac T

VP

VP

TT = =

Pa.Va = Ga.R.Ta; Chia hai phương trình trên cho nhau và coi Ga = Gc (bỏ qua sự

rò lọt khí), ta có:

Vậy Tc=Ta. (2.13)

1 − n

ε

Như vậy Pc và Tc tỷ lệ với các thông số đầu quá trình nạp. Tăng Pa, Ta sẽ làm

cho Pc, Tc tăng và ngược lại. Đồng thời Pc, Tc còn chịu ảnh hưởng rất lớn của chỉ số

nén đa biến n1.

Giá trị Pc, Tc quyết định khả năng tự bốc cháy của nhiên liệu. Để nhiên liệu có

khả năng tự bốc cháy thì nhiệt độ cuối kỳ nén phải lớn hơn nhiệt độ tự bốc cháy của

nhiên liệu từ 200÷250o

C, nhiệt độ này vào khoảng 750 - 800o

K.Trong thực tế ở một

số động cơ tăng áp, do áp suất Pa tăng tỉ lệ với Ps mà Pc có thể đạt đến giá trị 80 -

100kG/cm2

.

Tăng ε sẽ làm cho Tc tăng nhưng đồng thời cũng làm cho ứng suất cơ và ứng

suất nhiệt của động cơ tăng. Các động cơ diesel tàu thuỷ tỷ số nén thấp nhất để cho

nhiên liệu có khả năng tự bốc cháy là 10 ÷ 10,5. Về lý thuyết khi tăng tỷ số nén ε thì

tính kinh tế của động cơ sẽ tăng. Điều này đã được thực tế áp dụng trong những

động cơ hiện đại cỡ lớn có hành trình siêu dài. Tỷ số nén trong động cơ thực tế là

một giá trị trước hết phụ thuộc vào kiểu loại động cơ và thường nằm trong khoảng

từ 10,5 đến 18.

Các động cơ tốc độ quay cao do thời gian của quá trình hoà trộn ngắn do đó khó

đảm bảo điều kiện cho sự tự bốc cháy của nhiên liệu . Mặt khác ở những động cơ

này bề mặt làm mát tương đối

lm F

V

khá lớn. Vì vậy để đảm bảo khả năng khởi động

động cơ tỷ số nén ε thường chọn cao hơn.

Trong những động cơ diesel tăng áp có tỷ số nén ε = 12 - 13 giá trị Pc có thể

biến động trong một phạm vi rất rộng từ 40 - 50kG/cm2

trong các động cơ trung tốc

và 50 - 75kG/cm2

ở các động cơ cao tốc hoặc có thể cao hơn. Trong những động cơ

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 124 lớn có hành trình siêu dài, áp suất cuối kỳ nén Pc có thể đạt đến khoảng 80 -

100kG/cm2

. Do tăng Pc mà áp suất cháy cực đại Pz cũng tăng theo có thể đạt giá trị

75 - 130kG/cm2

hoặc cao hơn.

3. Chỉ số nén đa biến n1

Trong tính toàn chu trình công tác ta xem chỉ số nén đa biến n1 là không đổi.

Thực tế giá trị n1 thay đổi trong suốt quá trình nén và phụ thuộc rất nhiều vào sự

trao đổi nhiệt giữa chất khí và thành vách xilanh. Đểđơn giản trong quá trình tính

toán ta xem không khí trong xilanh động cơ ở đầu quá trình nén là không khí sạch

hoàn toàn và quá trình nén không có sự trao đổi nhiệt với thành vách xilanh. Nghĩa

là ta xem quá trình nén là đoạn nhiệt.

1

1

1

v

C

C

Kn == Với giả thiết như vậy, ta có thể viết :

Trong đó , là nhiệt dung riêng đẳng áp, Đẳng tích của không khí sạch.

'

p C '

v

C

Biến đổi :

'

'''

'

'

1

V

VVP

V

P

C

CCC

C

C n

−+

==

Thay

''

848

848 1,99

427

pv CC A −= = =

Khi đó: 1 '

1.99

1

v

C

=+

Giá trị nhiệt dung riêng của không khí là một giá trị biến đổi phụ thuộc vào

nhiệt độ. Tuy nhiên sự thay đổi của nó là không lớn lắm ta có thể bỏ qua. Giả thiết

như vậy khi đó ta có thể lấy giá trị của nhiệt dung riêng trung bình để tính toán.

Từ phương trình:

1 1

.

ca TT ε

−

= ; Kết hợp với phương trình: 1 '

1.99

1

v

C

−= ;

Mà = 4,6 + 0,0006.(Ta+Tc); Vậy: = 4,6+0,0006.Ta.

'

v

C '

v

C

Thay vào phương trình: 1 '

1.99

1

v

C

−= ta có:

1

1 1

1, 99

1

4,6 0,0006 (1 )

a

T ε

−

−=

++

(2.14)

Ta tìm n1 theo phương pháp tính chọn gần đúng dần bằng cách như sau:

Chọn một giá trị n1 bất kỳ thay vào phương trình trên. Sau khi tính toán vế phải và

vế trái của phương trình bằng nhau thì giá trị n1 ta vừa chọn là đúng. Còn nếu

phương trình chưa cân bằng thì chọn lại và tính lại cho đến khi hai vế của phương

trình (2.14) bằng nhau.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 125 Thực nghiệm đã xác định rằng:

Động cơ thấp tốc có làm mát piston: n1 = 1,33 ÷ 1,37

Động cơ trung tốc không làm mát piston: n1 = 1,36 ÷ 1,38

Động cơ cao tốc: n1 = 1,39 ÷ 1,42

2.3 Quá trình cháy

2.3.1 Lượng không khí cần thiết để đốt cháy 1 kg nhiên liệu.

1. Lượng không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy 1 kg nhiên liệu.

Trong chu trình thực tế thành phần và tính chất của công suất luôn luôn thay

đổi. Thành phần và tính chất của công chất có ảnh hưởng đến các thông số của chu

trình công tác và do đó đến tính kinh tế, an toàn và tin cậy cho động cơ .

Thực chất của quá trình cháy nhiên liệu trong xilanh động cơ là một quá trình

hết sức phức tạp. Để xác định các thông số của quá trình cháy trước hết cần phải xác

định lượng không khí cần thiết để đốt cháy hết 1kg nhiên liệu trong xilanh động cơ.

Nhiên liệu dùng trong động cơ diesel tàu thuỷ là sản phẩm của dầu mỏ, có

các thành phần cơ bản như : C = 84 ÷ 87% ; H = 10 ÷ 14% ; O = 0,1 ÷ 1% ; S =

0,01 ÷ 5%

Ngoài ra còn một vài thành phần khác chiếm một tỷ lệ rất nhỏ. Để đơn giản

cho tính toán chúng ta quy ước : gọi C ,H, O, S là khối lượng (kg) các thành phần

cacbon, hydro, ôxy, lưu huỳnh có trong 1kg nhiên liệu.

C + H + O + S = 1 kg nhiên liệu

Tức là trong nhiên liệu không có các thành phần khác nữa. Để tính lượng

không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy hoàn toàn 1kg nhiên liệu ta đi tính

lượng ôxy cần thiết để ôxy hoá các thành phần có trong nhiên liệu.

Ta có phản ứng : C + O2 = CO2

Như vậy: Cứ 12kg Cacbon cần 1 kmol oxy và tạo ra 1 kmol CO2.

Vậy C kg cacbon cần xupáp kmol oxy và tạo ra y kmol CO2

Suy ra:

12

C x = v à

12

C y =

Như vậy để đốt cháy hết C kg cacbon cần

12

C kmol O2 và tạo thành

12

C kmol

CO2 trong phản ứng cháy.

Bằng cách viết các phản ứng cháy tương tự cho hydro và lưu huỳnh và lưu ý

rằng trong bản thân nhiên liệu có chứa một lượng oxy là O kg, qui thành 32

O

kmol.

Lượng O2 cần thiết này cũng tham gia phản ứng oxy hoá với các nguyên tố khác.

Do vậy lượng oxy cần thiết thực tế cũng giảm đi một lượng bằng lượng oxy có

trong nhiên liệu . Ngoài ra, chúng ta cho rằng trong không khí oxy chiếm 21% thể

tích, còn 79% là N2. Khi đó ta có công thức tính lượng không khí lý thuyết cần để

đốt cháy 1kg nhiên liệu sẽ là:

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 126 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 127

0

1

0, 21 12 4 32 32

CHSO L =++− ) kmol/kh nhiên liệu (2.15)

ở đây

32

O là thành phần ôxy có trong nhiên liệu.

Nếu nhiên liệu có các thành phần nguyên tố theo tỷ lệ:

C = 87%; H = 12,6%; C = 0,4% thì Lo = 0,495 kg/kg nh.l

Nếu tính theo trọng lượng thì: 00 . 28,97.0, 495 14,3 GL μ = = = kmol/kg nh.l

Trong đó μ là khối lượng phân tử của không khí lấy bằng 28,97

Trong công thức tính toán lượng không khí lý thuyết, ta giả thiết không khí là

không khí khô hoàn toàn. Trong trường hợp không khí là không khí khô, hàm

lượng ôxy tính theo thể tích là 21%. Còn trong trường hợp là không khí ẩm cần

phải xác định lại hàm lượng ôxy có trong không khí. muốn vậy ta dựa vào quan hệ

cơ bản sau:

1 222 =++ V VV

OHNO

Trong đó : là hàm lượng oxy có trong không khí ẩm tính theo thể tích;

là hàm lượng nitơ có trong không khí ẩm tính theo thể tích ; là hàm lượng hơi

nước trong không khí ẩm tính theo thể tích.

2

v

O 2

v

N

2

v

HO

Hàm lượng hơi nước có trong không khí ẩm tính theo thể tích có thể xác

định theo công thức sau :

2

0

. v H p

HO

ϕ

= m3

/m3

không khí (2.16)

Trong đó : P0 là áp suất khí quyển ;

ϕ là độ ẩm tương đối của không khí ; PH là

áp suất riêng phần của hơi nước trong không khí đang xét.

Ta biết rằng trong không khí giữa ôxy và nitơ có quan hệ theo thể tích sau:

2

2

0, 209

0, 264

0,791

v

v

O

N

== (2.17)

Kết hợp hai điều kiện (2-15) ; (2-16) chúng ta sẽ xác định được lượng

không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy hết 1 kg nhiên liệu trong điều kiện không

khí ẩm như sau :

'

0

0

1

.( )

12 4 32 32 0, 21.(1 . )

h

CHSO L

ϕ

=+ +

−

− kmol/kg nh.l (2.18)

Do lượng oxy trong không khí ẩm ít hơn lượng oxy trong không khí khô

nên lượng không khí lý thuyết cần thiết để đốt hết 1kg nhiên liệu khi không khí là

không khí ẩm sẽ lớn hơn trong trường hợp không khí khô. Nếu ta gọi L0 là lượng

không khí lý thuyết cần để đốt cháy hết 1 kg nhiên liệu khi không khí là không khí

ẩm thì đương nhiên là có :

0

'

0 LL >Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 128

2. Lượng không khí thực tế để đốt cháy 1kg nhiên liệu

Thực tế do quá trình hoà trộn giữa không khí và nhiên liệu xảy ra bên trong

xilanh công tác trong một thời gian rất ngắn, do đó để đảm bảo cho quá trình hoà

trộn và cháy tốt, lượng không khí thực tế đưa vào trong xilanh động cơ trong quá

trình nạp bao giờ lớn hơn trọng lượng không khí lý thuyết cần thiết để đốt cháy

hết 1kg nhiên liệu. Lượng không khí dư thừa so với lượng không khí lý thuyết

được đánh giá bằng hệ số dư lượng không khí.....

o L

L

= α

Trong đó: L là lượng không khí thực tế nạp vào xilanh công tác để đốt cháy hết

1kg nhiên liệu.

0

1

..(

0, 21 12 4 32 32

CHSO LL α == ++− ) Kmol/kg nh.l (2.19)

Giá trị α của các động cơ nằm trong khoảng sau:

Động cơ không tăng áp thấp tốc: α =1,8 - 2,1

Động cơ không tăng áp cao tốc: α =1,3 - 1,7

Động cơ tăng áp thấp tốc: α =2,0 - 2,3

Động cơ tăng áp cao tốc: α =1,5 - 1,9

Trong một chu trình công tác, hệ số dư lượng không khí α được tính như sau:

0 .

ct

ct

L

qL

α =− (2.20)

Trong đó : Lct là lượng không khí thực tế nạp vào xilanh động cơ trong một chu

trình công tác (kmol) ; qct là lượng nhiên liệu cung cấp cho một chu trình.

Trong điều kiện không khí ẩm, lượng không khí thực tế để đốt cháy hết 1kg

nhiên liệu sẽ là :

'

0

0

1

.( )

12 4 32 32 0, 21.(1 . )

h

CHSO L

ϕ

=+ +

−

− kmol/kg nh.l (2.21)

Từ công thức (2.21) ta thấy: Khi φ tăng, lượng hơi nước chiếm chỗ trong không

khí cũng nhiều do vậy lượng oxy càng ít. Nếu lượng không khí nạp vào xilanh động

cơ không đổi thì hệ số dư lượng không khí α. Trong trường hợp này sẽ giảm, quá

trình cháy sẽ kém đi. Nếu để giữ nguyên hệ số lượng không khí α thì cần thiết phải

giảm lượng nhiên liệu cung cấp cho chu trình, làm giảm công suất động cơ.

Ngoài ra khi trong không khí nạp có chứa hơi nước thì hằng số khí Chu trình lý

tưởng giảmxuống làm giảm chỉ số nén đa biến. Điều này dẫn đến là các thông số

cuối quá trình nén sẽ thấp. Do ảnh hưởng đồng thời của các yếu tố trên thời gian

chuẩn bị cháy....... sẽ kéo dài, quá trình cháy chuyển sang đường dãn nở, nhiệt độ

khí xả tăng, tính kinh tế của chu trình sẽ giảm xuống. Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 129

2.3.2 Số lượng mol sản phẩm cháy khi cháy hoàn toàn 1kg nhiên liệu

1. Số lượng mol sản phẩm cháy khi cháy hoàn toàn 1 kg nhiên liệu (M')

Để tính số lượng mol sản phẩm cháy, ta giả thiết quá trình cháy diễn ra hoàn

hoàn và hệ số dư lượng không khí α >1.

Thành phần sản phẩm cháy bao gồm CO2, SO2, hơi nước, lượng O2 dư thừa và

lượng nitơ không tham gia vào phản ứng cháy.

Lượng không khí thực tế nạp vào xilanh động cơ để đốt cháy 1kg nhiên liệu là

L (kmol).

Lượng không khí lý thuyết cần để đốt cháy hoàn toàn 1 kg nhiên liệu là Lo

(kmol).

Như vậy lượng không khí không tham gia vào phản ứng cháy là L - Lo.

Ta xem là trong không khí O2 chiếm 21% về thể tích và N2 là 79%. Vậy lượng

O2 dư thừa là (L - Lo).0,21 = (α.Lo - Lo).0,21 = (α - 1).Lo.0,21 (kmol/kg.n.l).

Lượng nitơ không tham gia vào phản ứng cháy là 0,79.L = 0,79α Lo

(kmol/kg.n.l).

Các thành phần CO2, H2O, SO2, được xác định từ các phả ứng cháy. Trong đó:

Lượng CO2 là

12

C (kmol/kgnh.l)

Lượng H2O là

2

H ( kmol/kgnh.l)

Lượng SO2 là

32

S

( kmol/kgnh.l)

Gọi M' là số mol sản phẩm cháy, khi đó

2 2 2 2

'

N SO OH CO MMMMM + + +=

Lo Lo

SHC M ..79,0).1.(21,0

32212

' α α +−+++= (kmol/kg nh.l)

)1(

32212

' −+++= α

SHC M (kmol/kg nh.l)

2. Số gia sản phẩm cháy ( ' M Δ )

Khi cháy nhiên liệu làm cho khối lượng mol chất khí thay đổi. Giả sử sau khi

cháy khối lượng mol chất khí tăng lên một lượng là ' M Δ .

o LMLMM .''' α − = −=Δ

Thay các giá trị M' và 0 .L α vào phương trình ta được

o o LL

SHC M .).21,0(

32212

' α α −−+++=Δ

Tiếp tục thay 0

1

..(

0, 21 12 4 32 32

CHSO LL α == ++− ) (kmol/kg nh.l) và biến đổi ta được :

'

8

32

HO M +

Δ= (kmol/kg nh.l) (2.23)

Từ công thức này chúng ta thấy rằng số gia sản phẩm cháy không phụ thuộc

vào hệ số dư lượng không khí α mà xác định bằng hàm lượng H2 và O2 có trong

nhiên liệu. Có nghĩa là nó chỉ phụ thuộc thành phần hoá học của nhiên liệu.

2.3.3 Hệ số thay đổi phân tử

1.Hệ số thay đổi phân tử hóa học ( 0 β )

Trong phản ứng đốt cháy 1kg nhiên liệu, giả sử có L kmol không khí tham

gia. Sau phản ứng cháy, số lượng sản phẩm cháy sẽ không còn bằng L nữa mà có

trị số là M', đồng thời thể tích của sản phẩm cháy cũng thay đổi.

Khi đó tỉ số

' M

L

được gọi là hệ số thay đổi phân tử hoá học.

Gọi βo là hệ số thay đổi phân tử hóa học.

L

OH

L

ML

L

M

..32

8

1

''

α

β

+

+=

Δ +

==

Đối với nhiên liệu nhẹ có hàm lượng C = 0,87, H = 0,126 và O = 0,004 ta có:

α

β

0639,0

1+= o

Như vậy hệ số thay đổi phân tử hóa học luôn luôn lớn hơn 1 và nó chỉ phụ thuộc

vào hệ số dư lượng không khí α. Khi α tăng βo giảm.

2. Hệ số thay đổi phân tử thực tế ( β )

Thực tế khí tham gia phản ứng cháy, trong xilanh không chỉ chứa không khí

sạch hoàn toàn mà còn có một lượng khí cháy còn sót lại của chu trình công tác

trước.

Gọi Ma là lượng mol khí sạch và khí sót có trong xilanh ở thời điểm bắt đầu

nén: Ma = L + Mr

Gọi M là số lượng mol khí sau phản ứng cháy. Phản ứng cháy làm cho số lượng

mol tăng lên một lượng là ' M Δ , và trong khí cháy thì lượng khí sót không tham gia

phản ứng cháy, nghĩa là số lượng mol khí sót không thay đổi.

Khi đó ta có : M = M' + Mr

Do vậy hệ số thay đổi phân tử thực tế sẽ là :

a ML

MM

M

M

+

+

==

'

β

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 130 Chia cả tử và mẫu cho L với chú ý là

M

L

γ = , khi đó ta có:

0

1

β γ

β

γ

+

=

+

(2.26)

Hệ số thay đổi phân tử thực tế β cũng có thể được xác định tại một thời điểm

bất kì cùa quá trình cháy như sau:

Gọi x là phần nhiên liệu đã cháy tại điểm đang xét, khi đó số gia sản phẩm cháy

sẽ là '

và số lượng sản phẩm cháy tạo thành khi đó sẽ là: . Mx Δ

x

ML

Mx

ML

MMxL

+

Δ

+=

+

+Δ+

=

'.

1

'.

β

'. MxLMx Δ+=

Và:

Chia cả tử và mẫu cho L ta được:

x

L

Mx

γ

β

+

Δ

+=

1

'.

1

L

M

L

ML

' '

1

Δ

+=

Δ+

= β 1

'

−=

Δ

L

M β Từ: ta có

Do đó:

0 1

1.

1

x

x

β

β

γ

−

=+

+

(2.27)

Khi x = 0 thì βx = 1: nhiên liệu chưa cháy.

Khi x = 1 thì βx = β: nhiên liệu cháy hết.

Trong tính toán của các quá trình cháy về sau, để đơn giản cho việc tính toán,

chúng ta coi quá trình cháy là cháy hoàn toàn (βx = β). Nhưng trong thực tế

quá trình cháy nhiên liệu động cơ diesel có một phần nhiên liệu cháy không hoàn

toàn. Sự cháy không hoàn toàn sẽ sinh ra các oxit cácbon. Ngoài ra trong sản phẩm

cháy còn có một phần cácbon chưa cháy. Thành phần của các chất trong sản phẩm

cháy được xác định bằng các thiết bị phân tích khói.

2.3.4 Phương trình nhiệt động của quá trình cháy

1. Khái niệm về hệ số sử dụng nhiệt

Trong tính toán nhiệt động, quá trình cháy trong động cơ diesel được xem là bao

gồm hai quá trình:

Quá trình cháy đẳng tích CZ1

Quá trình cháy đẳng áp Z1Z

Điểm C được xem là điểm bắt đầu cháy, còn điểm Z là điểm kết thúc quá trình cháy.

Trong thực tế, năng lượng của nhiên liệu khi cháy không thể được sử dụng một

cách hoàn toàn để nâng cao nộ năng của chất khí và sinh công. Một phần nhiệt bị

mất mát do sự cháy không hoàn toàn của nhiên liệu. Quá trình cháy không hoàn

toàn được thể hiện bằng các sản phẩm cháy trung gian. Một phần nhiệt khác bị mất

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 131 mát do sự trao đổi nhiệt của khí cháy cho thành vách xilanh. Ngoài ra ở nhiệt độ

cao (hơn 2000o

K) sẽ xuất hiện sự phân hủy sản phẩm cháy. Quá trình phân hủy

này thu nhiệt. Khi nhiệt độ chu trình giảm xuống (trên đường giãn nở) quá trình

xảy ra ngược lại, tức là các phân tử lại kết hợp với nhau. Quá trình này tỏa

nhiệt. Tuy nhiên lượng nhiệt toả ra nhỏ hơn lượng nhiệt thu vào trong quá trình

phân hủy, tức là đã có tổn thất nhiệt độ phân hủy. Trong động cơ diesel, lượng

nhiệt mất mát này không đáng kể (khoảng 2%) vì nhiệt độ khí cháy thấp, còn

trong động cơ xăng, giá trị này lớn hơn.

Trong trường hợp đốt 1 kg nhiên liệu, nếu gọi nhiệt trị thấp của nhiên liệu là

QH, phần nhiệt mất mát do cháy không hoàn toàn là QKC, phần nhiệt mất mát do sản

phẩm cháy là QPH, lượng nhiệt chất khí trao đổi cho thành vách xilanh là QXL, khi đó

ta có:

() HKCPH

H

QQQ x

Q

−+

=

χ : được gọi là hệ số tỏa nhiệt của nhiên liệu khi cháy.

Nếu tính đến phần nhiệt mà khí cháy trao cho thành vách xilanh thì khi đó ta

có:

H

XL PH KC H

Q

QQQQ ) ( ++−

= ξ

ξ được gọi là hệ số sử dụng nhiệt. Như vậy hệ số sử dụng nhiệt có tính đến tất

cả các tổn thất nhiệt khi nhiên liệu cháy sinh ra.

Sự thay đổi hệ số sử dụng nhiệt được biểu thị trên hình 2.2. Từ hình vẽ ta

thấy giá trị hệ số sử dụng nhiệt có thể không đạt giá trị cực đại tại khởi động mà sau

điểm z. Khi điểm đạt cực đại của

ξ càng xa z , quá trình cháy rớt càng phát triển,

mất mát nhiệt do khí xả càng tăng và do đó tính kinh tế của chu trình cũng giảm

xuống.

Hình 2.2 Sự thay đổi của hệ số sử dụng nhiệt ξ

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 132

Trong tính toán và nghiên cứu chu trình công tác, chúng ta quan tâm đến hai

giá trị ξ . Đó là ξ tại z kí hiệu z

ξ , tại b: b ξ . Giá trị

ξ đánh giá lượng nhiệt sử dụng

được để biến đổi nội năng để sinh công. Do vậy (1-ξ) sẽ đánh giá phần nhiệt mất

mát trong quá trình cháy.

Các giá trị z

ξ và b ξ của các loại động cơ nằm trong khoảng sau:

Động cơ thấp tốc và trung tốc: z

ξ = 0,75 - 0.85, b ξ = 0,86 - 0,95

Động cơ cao tốc: z

ξ = 0,7 - 0,84 ; b ξ = 0,85 - 0,90

Giá trị z

ξ càng lớn, lượng nhiệt mà chất khí sử dụng được trong quá trình cháy

để biến đổi nội năng chất khí và sinh công càng lớn, hiệu quả của quá trình cháy

nhiên liệu càng cao. Nhưng đồng thời cũng sẽ làm cho các thông số tại z cao, một

trong những vấn đề cần được quan tâm để đảm bảo động cơ làm việc an toàn và tin

cậy.

2. Phương trình nhiêt động của quá trình cháy

Cơ sở để thành lập phương trình nhiệt động của quá trình cháy là định luật

nhiệt động học thứ nhất đươc viết dưới dạng sau:

ZZ ZCZ ZCZ LAUQ 1 1 1

. + Δ=Δ

Giả sử trong quá trình cháy có 1kg nhiên liệu tham gia có nhiệt trị thấp là QH.

Quá trình cháy làm thay đổi nội năng chất khí từ điểm C đến Z1 và sinh công trên

đoạn Z1Z (hình 2.3)

Hình 2.3 Đồ thị công chỉ thị

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 133 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 134

Lượng nhiệt mà chất khí hấp thụ được để biến đổi nội năng trên đoạn CZ1Z và

sinh công trên đoạn Z1Z là Z ξ .QH

Như vậy phương trình (2.29) có thể được viết:

ZZZ CHZ ULAUQ +−+ 1

. . ξ

Trong đó: Z ξ là hệ số sử dụng nhiệt tại điểm Z ; UC là nội năng của chất khí tại

điểm C ; A là đương lượng nhiệt của công :

1

427

A = ;

1 Z Z L là công dịch chuyển

trên đoạn Z1Z ; UZ là nội năng của chất khí tại điểm Z.

Tại điểm Z ta xem số lượng mol của chất khí là M. Khi đó nội năng chất khí

tại điểm Z có thể tính:

"

..

zv UMCT = z

c

Nội năng chất khí tại điểm C:

"

..

cav

UMCT =

Dựa theo phương trình nhiệt động học thứ nhất ta có:

(2.31)

zv zz cvaHz

TCMLATCMQ ......

'' '''

1

+= + ξ

Trong đó: : là nhiệt dung riêng đẳng tích của khí cháy;

"

v

C

: là nhiệt dung riêng đẳng tích của hỗn hợp (không khí và khí sót).

"'

v C

Bây giờ trước hết ta tính

1 Z Z L (công do chất khí sinh ra đẩy piston chuyển động

trên đoạn Z1Z):

11 ..1.

.

Z Zzzzz zz c c

L pv p v pv pv λ =− =−

Viết phương trình trạng thái cho chất khí tại điểm C và điểm Z ta có:

Tại C: .

.848.

cc a c

p VM T = (coi Ma = M0: bỏ qua sự rò lọt khí)

Tại Z: .

.848.

zz z

p VM T = (2.32)

Thay

1 Z Z L vào (2.31) với chú ý (2.32) ta có:

() ca z zv cva Hz

TMTM TCMTCMQ ....

427

848

.....

'' '''

λ ξ − + = +

Hay: z zv ca cvaHz

TMTCMTM TCMQ ..99,1.....99,1...

'' '''

+= + + λ ξ

Chia hai vế của phương trình cho Ma và chú ý rằng

a

M

z M β = ta được:

()( z vz c v

a

Hz

T C T C

M

Q .99,1...99,1

. '' '''

+ = ++ βλ

ξ

"

p C

(2.33)

Thay khi đó ta có:

"

1, 99 v

C +=

() zpz c v

a

Hz

TC T C

M

Q .. ..99,1

. '' '''

β λ

ξ

= ++

(2.34) Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 135

vrv

vrv

v

CC

ML

CMCL

C

γ

γ

+

+

=

+

+

=

1

. ..

'' ''' '

'''

Để có thể phân tích rõ hơn các thông số trong phương trình trên, ta tiếp tục biến

đổi các thông số của hỗn hợp khí (không khí và khí sót ở điểm C) theo những thông số

riêng rẽ như sau:

Để có thể phân tích rõ hơn các thông số trong phương trình trên, ta tiếp tục biến

đổi các thông số của hỗn hợp khí (không khí và khí sót ở điểm C) theo những thông số

riêng rẽ như sau:

Số mol khí tại điểm A (bằng số mol khí tại điểm C) được tính: Số mol khí tại điểm A (bằng số mol khí tại điểm C) được tính:

() r r a LMLM () r r a LMLM γ +=+= 1.

Thay vào phương trình (2.34) ta được:

"' " .

( 1,99. ).(1 ). .(1 ). .

ZH

vr c Z r

Q CT

L p z

C T

ξ

λγ βγ ++ + = + (2.35)

Viết phương trình cân bằng nhiệt cho hỗn hợp không khí và khí sót trên cơ

sở nhiệt lượng của hỗn hợp khí bằng tổng nhiệt lượng của các khí thành phần:

cvrcv cva TCMTCLTCM ......

'' ' '''

+=

Suy ra; (2.36)

Thay (2.36) vào phương trình (2.35) và biến đổi ta được:

"' " " .

( 1,99. ). ( 1,99 ). . .(1 ). .

ZH

vcvr cZr

Q CTC T

L p z

CT

ξ

λλ γβγ ++ ++ = + (2.37)

Phương trình (2.37) là phương trình nhiệt động học của qúa trình cháy,

trong đó nhiệt lượng của sản phẩm cháy tạo thành cân bằng với tổng nhiệt lượng

của các thành phần tham gia.

Phân tích phương trình chúng ta thấy: nhiệt độ khí cháy tại điểm Z (Tz) phụ

thuộc chủ yếu vào ξz , Tc và L còn các thông số khác ảnh hưởng không đáng kể.

Khi nhiệt độ cuối qúa trình nén Tc tăng, hệ số sử dụng nhiệt tại Z tăng thì nhiệt độ

Tz tăng. Còn việc tăng số lượng mol không khí nạp vào xilanh động cơ tại thời điểm

bắt đầu nén thì ngược lại làm cho Tz giảm xuống.

Như chúng ta đã biết khi Tz càng cao ứng suất nhiệt nhóm piston xilanh càng lớn

ảnh hưởng đến độ bền các chi tiết, đồng thời làm tăng hàm lượng NOx trong khí xả

gây tác động xấu đến môi trường và sức khỏe người khai thác vận hành động cơ.

Các động cơ diesel tàu thủy có nhiệt độ Tz giới hạn từ 1700 . K o

2000 ÷

Như vậy, vấn đề đặt ra là cần giảm Tz xuống. Giảm Tz có nghĩa là phải đưa qúa

trình cháy sang đường giãn nở. Về kết cấu điều này được thực hiện bằng cách giảm

góc phun sớm. Song khi đưa qúa trình cháy sang đường giãn nở làm cho mất nát

nhiệt cho nước làm mát tăng và tăng nhiệt lượng do khí xả mang ra ngoài. Kết qủa là

hiệu suất chỉ thị của động cơ giảm xuống, tính kinh tế của chu trình giảm. Ngoài ra

khi quà trình cháy trên đường giãn nở phát triển, trạng thái nhiệt của nhóm piston

xilanh cũng xấu đi. Trong các động cơ cao tốc biện pháp này được áp dụng để giảm

giá trị Tz. Còn trong động cơ thấp tốc công suất lớn việc gỉam ξz nhằm làm giảm Pz.

Giảm Tc để giảm Tz không có lợi vì như vậy làm xấu đi qúa trình cháy nhiên

liệu. Đặc biệt ở chế độ khởi động giá trị Tc thấp sẽ không đảm bảo cho qúa trình cháy

diễn ra bình thường.

(2.36)Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 136

ca

z

cc

zz

TM

TM

VP

VP

.

.

.

.

=

Từ (2.37) chúng ta thấy tăng lượng không khí có trong xilanh ở đầu hành trình

nén có thể làm cho Tz giảm xuống.Nói một cách chính xác là để giảm Tz cần

phải tăng hệ số dư lượng không khí α. Khi lượng không khí dư thừa càng nhiều,

nó sẽ thu một phần nhiệt lượng lớn hơn để mang ra ngoài theo khí xả làm cho nhiệt

độ bình quân của chu trình giảm xuống. Điều này đặc biệt có ý nghĩa với những

động cơ có tăng áp, khi mà trong một thể tích như không tăng áp nhưng lượng

nhiên liệu đốt cháy nhiều hơn.

Trong phương trình cân bằng nhiệt tại điểm Z (2.37), ta cần lưu ý:

'

v C là nhiệt dung riêng đẳng tích của không khí khô, có thể được tính:

'

4,6 0,0006.

v C =+ c T (2.38)

"

v C là nhiệt dung riêng đẳng tích của khí sót:

"

5

4,89 ( 1).4, 6 86 ( 1).60

.

.10

v C c T

α α

αα

+− +−

=+ (2.39)

"

p C : là nhiệt dung riêng đẳng áp của khí cháy (có thành phần giống khí sót):

"

5

4,89 ( 1).4, 6 86 ( 1).60

1, 99 .

.10

p C z

T

α α

αα

+− +−

=+ + (2.40)

Sau khi thay các giá trị nhiệt dung riêng ở trên vào phương trình (2.37) ta sẽ

được một phương trình bậc hai với Tz có dạng:

0..

2

=++ CTBTA z z

Giải phương trình bậc hai sẽ tìm được nhiệt độ cháy cực đại của khí cháy Tz.

3. Các thông số của qúa trình cháy.

Tỷ số tăng áp suất

z

c

λ =

Giá trị λ là một trong những thông số đặc trưng cho ứng suất cơ của chu trình

công tác.

Ở chế độ định mức giá trị λ của các động cơ diesel tàu thủy thường nằm trong

khoảng từ 1,30 ÷ 2,2.

Áp suất cực đại .

zc

pp λ =

Nhiệt độ cháy cực đại Tz: Giải phương trình cân bằng nhiệt tại điểm Z.

Tỷ số giãn nở sớm

z

c

v

v

ρ =

Từ phương trình trạng thái: .

.848.

zz z

p VM T = và .

.848.

cc a c

p VM T =

Chia hai vế của phương trình trên cho nhau ta được

Thay

z

c

λ = và: z

a

M

M β = ; Khi đó ta có:

zz

z

cc

vT

vT

λβ = Mà

z

c

v

v

ρ = ; Vậy: .

zz

c

T

T

β

ρ

λ

=

Thể tích .

zc vv ρ =

Tỷ số giãn nở sớm trong các động cơ nằm trong khoảng 1,2 ÷ 1,7. Giá trị z

ξ

trong phương trình cháy là một thông số cơ bản để xem xét một qúa trình cháy trong

động cơ diesel. Có rất nhiều yếu tố ảnh hưởng đến z

ξ và mức độ ảnh hưởng của các

yếu tố này với các kiểu, loại động cơ khác nhau cũng khác nhau.

Trước hết khi tăng số vòng quay thì z

ξ giảm vì qúa trình cháy rớt sẽ phát triển.

Việc phân hủy sản phẩm cháy tăng thì z

ξ giảm. Thông thường trong động cơ

diesel do nhiệt độ cháy không cao lắm nên giá trị này tương đối nhỏ.

Thành phần khí hỗn hợp hay hệ số dư lượng không khí α cũng có ảnh hưởng đến z

ξ .

Tốc độ cháy nhiên liệu, góc phun sớm, sẽ làm cho qúa trình cháy thay đổi. Qúa trình

cháy càng muộn, tốc độ cháy chậm sẽ làm cho cháy rớt phát triển dẫn đến giảm z

ξ .

2.4 Qúa trình giãn nở

2.4.1 Diễn biến của qúa trình giãn nở

Việc giãn nở sản phẩm cháy trong xilanh động cơ diễn ra khi piston chuyển

động từ ĐCT xuống ĐCD. Trong các qúa trình của một chu trình công tác chỉ có qúa

trình này sinh công. Trong tính toán chu trình công tác, đoạn Z1Z được xem là áp

suất không đổi, bởi vì mặc dù piston chuyển động xuống, thể tích xilanh của động

cơ tăng lên nhưng do nhiên liệu vẫn còn cháy mãnh liệt nên cho phép duy trì áp suất

không đổi trong xilanh động cơ.

Tuy nhiên khi miêu tả các qúa trình nhiệt động của động cơ đốt trong chúng ta

giả định rằng qúa trình giãn nở bắt đầu từ điểm z và kết thúc ở điểm b trên đồ thị

công chỉ thị. Trong thực tế, qúa trình giãn nở kết thúc khi mở các cửa (trong động

cơ 2 kỳ) hay là các xupáp xả (trong động cơ 4 kỳ).

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 137

Hình 2.4 Diễn biến qúa trình giãn nở

Nghiên cứu chu trình thực tế của động cơ đốt trong có thể nhận thấy rằng qúa

trình giãn nở là một qúa trình đa biến phức tạp với chỉ số giãn nở đa biến n2 luôn

luôn thay đổi. Ở đầu qúa trình giãn nở, do nhiên liệu còn tiếp tục cháy nên chất

khí trong xilanh nhận nhiệt (dQ > 0) nên chỉ số giãn nở đa biến n2 nhỏ hơn k và

nằm trong khoảng 1,1 ÷ 1,2 (hình 2.4). Do sự chuyển động của piston xuống dưới

nên bề mặt làm mát xilanh tăng dần, trong khi đó, qúa trình cháy rớt giảm dần nên

lượng nhiệt mà công chất hấp thụ được giảm theo, còn lượng nhiệt mà nó

truyền cho nước làm mát tăng lên, do đó n2 tăng dần. khi lượng nhiệt mà công chất

hấp thụ được bằng lượng nhiệt mà nó truyền cho nước làm mát thì qúa trình đoạn

nhiệt xảy ra tức thời (dQ = 0), khi đó n2 = k. Piston tiếp tục chuyển động xuống phía

dưới, qúa trình cháy rớt giảm dần và kết thúc, bề mặt làm mát tăng dần đến giá

trị lớn nhất. Do lượng nhiệt mà công chất truyền chu nước làm mát lớn hơn

lượng nhiệt do nó hấp thụ, tức là môi chất mất nhiệt (dQ < 0) nên ở cuối qúa trình

giãn nở n2 > k. Điều này có thể được chứng minh qua phương trình:

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 138 dT

kn

CdQ v .

1

.

'

2

'

2 ''

−

−

=

Lưu ý rằng trong qúa trình giãn nở, dT < 0. Cuối qúa trình giãn nở, n2 nằm

trong khoảng 1,5 ÷ 1,6.

Qua phân tích trên có thể thấy rằng giữa n2 và ξ có mối liên quan mật thiết với

nhau. Khi ξ tăng n2 < k, khi có sự cân bằng về nhiệt tại đó ξ đạt giá trị lớn nhất thì

n2 = k. Tiếp theo ξ giảm thì n2 tăng dần. Như vậy n2 chủ yếu phụ thuộc hệ số sử

dụng nhiệt ξ. Trong chu trình công tác, khi nhiên liệu bắt đầu cháy ξ bắt đầu tăng

nhưng có thể nó chưa đạt giá trị cực đại tại z mà sau điểm z (xem hình 3.4). Trường

hợp đặc biệt ξ có thể đạt giá trị cực đại ngoài điểm b tức là trong ống xả. Khi ξmax

càng gần điểm z hiệu suất nhiệt của chu trình càng tăng, do đó lượng nhiệt mất mát

cho khí xả giảm.

Giá trị ξb nằm trong khoảng 0,8 ÷ 0,9.

Ngoài ξ, chỉ số giãn nở đa biến còn phụ thuộc vào các yếu tố khác đó là:

các yếu tố khai thác và kết cấu.

Tăng số vòng quay của động cơ qúa trình cháy rớt sẽ phát triển trên một đoạn

dài của qúa trình giãn nở. Lượng nhiệt mà công chất hấp thụ trên đường giãn nở

tăng còn lượng nhiệt mà nó truyền cho nước làm mát giảm xuống do thời gian trao

đổi nhiệt ngắn lại. Vì vậy n2 giảm xuống.

Nếu vòng quay của động cơ không đổi, tăng phụ tải của động cơ đòi hỏi phải

đưa thêm nhiên liệu vào xilanh động cơ. Ngoài ra tăng qct sẽ làm cho hệ số dư lượng

không khí α giảm, cháy rớt phát triển dẫn đến n2 giảm.

Các yếu tố làm thay đổi tốc độ cháy và qúa trình cháy đều là những nguyên

nhân làm cho n2 thay đổi, chất lượng phun sương kém, loại nhiên liệu, hệ số dư

lượng không khí α, v.v... là những nhân tố tác động trực tiếp đến qúa trình cháy

và cũng là đến chỉ số giãn nở đa biến n2.

Các yếu tố về kết cấu cũng có ảnh hưởng đến chỉ số giãn nở đa biến n2. Tăng

hành trình của piston S làm cho bề mặt làm mát tăng lên. Do vậy khả năng trao nhiệt

của công chất cho thành vách xilanh tăng lên dẫn đến n2 tăng lên.

Như vậy giá trị n2 là một giá trị biến đổi liên tục trên đường giãn nở và phụ thuộc

rất nhiều vào các yếu tố. Nhưng trong tính toán để xác định các thông số khí và

công của qúa trình giãn nở người ta không dùng qúa trình giãn nở đa biến với chỉ

số giãn nở đa biến biến đổi vì gặp rất nhiều khó khăn, mà thay bằng một qúa trình

giả định, trong dó dùng chỉ số giãn nở đa biến trung bình n2.

Giá trị n2 trung bình được xác định với giả thiết là công của qúa trình giãn nở

khi n2 biến đổi bằng công trong qúa trình giãn nở giả định với n2 không đổi. Giá trị

bình quân của chỉ số giãn nở đa biến được ký hiệu là n2 và có các giá trị nằm trong

khoảng sau:

Động cơ cao tốc không làm mát đỉnh piston n2 = 1,15 ÷ 1,25.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 139 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 140

2 2 n

z

z

z

P

V

V

P

P

δ

=

⎟

⎟

⎠

⎞

⎜

⎜

⎝

⎛

=

Động cơ thấp tốc công suất trung bình không làm mát đỉnh piston

n2 = 1,25 ÷ 1,28;

Động cơ thấp tốc công suất lớn có làm mát đỉnh piston n2 = 1,27 ÷ 1,32.

2.4.2 Các thông số của qúa trình giãn nở:

Áp suất cuối kỳ giãn nở Pb

Áp suất cuối kỳ giãn nở được xác định từ phương trình đặc trưng:

ConstVP n

= 2

.

Tức là:

2 2

..

zz

VPVP =

Do đó:

Trong đó:

zz

vv

vv

δ a

= = là tỷ số giãn nở sau.

Giá trị Pb của các động cơ diesel nằm trong khoảng 3,5 ÷ 8 kG/cm2

Nhiệt độ cuối qúa trình giãn nở Tb

Viết phương trình trạng thái cho chất khí tại điểm z và điểm b, coi số lượng

mol khí ở điểm z và điểm b là bằng nhau, ta có: .

.848.

zz z

p VM T = và b bb TMVP .848.. =

Chia hai phương trình trên cho nhau ta được:

.

.

zz z

p vT

p vT

=

Suy ra:

2

. 1

..

.

bz z n

zz

pv

. T

pv

TT δ

δ

==

Vậy:

2 1

1

.

bz n

TT

δ −

= (2.42)

Giá trị nhiệt độ Tb nằm trong khoảng 900 ÷ 1200o

K. Nếu nhiệt độ Tb qúa cao

có thể gây ra cháy supáp xả cũng như xécmăng của động cơ. Để giảm Tb xuống

thấp trong trường hợp Tz không đổi phải tăng thể tích Vs của xilanh công tác.

Điều này đã được giải quyết trong những động cơ hiện đại có hành trình siêu dài.

Mặt khác hiện nay các động cơ diesel tàu thủy có trang bị các thiết bị tận dụng

nhiệt khí xả, nên giảm thấp Tb hơn nữa là không cần thiết.

Tỷ số giãn nở sau δ

Từ công thức

a

c

v

v

ε = ; do Va = Vb nên:

.

.

bc

zc

vv

vv

ε

δ

ρ

==

Vậy:

ε

δ

ρ

= (2.43)

Từ các công thức (2.41); (2.42); (2.43) chúng ta thấy rằng khi tăng chỉ số giãn

nở sau δ làm cho Pb, Tb giảm. Trong thực tế tăng δ tức giảm qúa trình cháy rớt nhiên

liệu trên đường giãn nở, tính kinh tế của động cơ tăng. Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 141

b a b bb TMTMVP .848...848.. β = =

z a z zz

TMTMVP .848...848.. β = =

2.4.3 Tính chỉ số giãn nở đa biến n2

Việc xác định chỉ số giãn nở đa biến n2 trung bình dựa trên phương trình nhiệt

động I. Phương trình định luật nhiệt động I viết cho qúa trình giãn nở có dạng sau:

(2.44) zb zb zb LAUQ . +Δ=Δ

trong đó: Zb Q Δ : lượng nhiệt truyền cho công chất trong qúa trình giãn nở;

Zb U Δ : biến thiên nội năng của chất khí trong qúa trình giãn nở;

.

Zb AL : lượng nhiệt tương đương với công chất khí thực hiện trên đường

giãn nở.

Trong qúa trình giãn nở đồng thời với việc cấp nhiệt cho công chất do sự cháy

rớt nhiên liệu là sự thải nhiệt ngoài thành vách xilanh cho nước làm mát. Giả sử có

1kg nhiên liệu cháy tham gia vào trong chu trình có nhiệt trụ thấp là QH. Khi đó

Zb Q Δ có thể tính như sau:

( zbHzb QQ ) ξ ξ −=Δ .

(2.45)

Giá trị thay đổi nội năng được tính như sau:

zvzbvbzbzb TCMTCMUUU ....

'' ''

− =−=Δ

Trong đó Mb, Mz là số mol khí cháy tại b và z. Coi Mb = Mz = M

Khi đó:

"

.( ) Zbvb z

CTT =− UM (2.46)

Thay .(1 ) ar

MM L β βγ ==+ và Ca vào (2.46) ta được

"

( vZ ) b bTT =+ +

[ ] .(1 ).( ). ( ) Zb r Z b z b ULTTabTT βγ Δ=− + − + + (2.47)

Lượng nhiệt biến thành công trên đường giãn nở được tính như sau:

() bbzz zb VPVP

A

LA ...

1

.

2

−

−

=

Với chú ý là:

Khi đó ta có:

2

1, 99

....(1).(

1

) Zbr

AL L T T

βγ =+

− z b − (2.48)

Thay (2.47); (2.48) vào (2.44) và so sánh với (2.45) ta có:

() ()()() [] ()( bzr bz bzr zbH TTL

TTbaTTL Q −+

−

+++−+−=− .1...

1

99,1

...1.. .

2

γβ γβξξ )

Từ đó:

()()()() [] ()( bzr bz bzr zbH TTL

TTbaTTL Q −+

−

=++−++− .1...

1

99,1

...1.. .

2

γβ γβξξ )

Cuối cùng: Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 142

5

10.

60.186

6,4.189,4

α

α

α

α − +

=

−+

= b a

() bz

bzr

zbH TTba

TTL

Q n

+++

−+

−

=−

.

.1..

.

99,1

1 2

γβ

ξξ

Thay:

2 1

z

T

T

δ −

= và L = α.L0 rồi đặt:

..(1 )

Hb Z

Q A

L

ξ ξ

βγ

−

=

+

ta được:

2

2

2

1

1

1, 99

1

1

.(1 )

1

(1 )

z n

z n

A

abT

T δ

δ

−

−

−=

++ +

−

(2.49)

Trong công thức trên a, b là các hệ số tính toán nhiệt dung riêng đẳng tích của sản

phẩm cháy:

Việc giải phương trình (2.49) được thực hiện bằng phương pháp chọn gần đúng

dần: chọn n2 một giá trị thay vào hai vế phải của phương trình (2.49). Nếu sau khi

chọn n2 và thay vào phương trình mà hai vế của phương trình cân bằng thì giá trị

ta chọn là chỉ số giãn nở đa biến bình quân n2 cần tìm.

Phân tích phương trình (2.49) chúng ta thấy rằng: khi qúa trình cháy rớt càng

phát triển thì Z ξ càng giảm đi và do vậy b Z ξ ξ − tăng, do đó n2 giảm xuống. Kết qủa

dẫn đến làm tăng Pb, Tb, nhiệt mất mát cho khí xả và nước làm mát tăng lên làm giảm

hiệu suất có ích của động cơ. Khi lượng nhiên liệu cung cấp cho chu trình không đổi,

giảm lượng nhiên liệu cháy rớt trên đường giãn nở tức là tăng lượng nhiên liệu cháy

trên đoạn CZ1Z điều này làm cho hiệu suất có ích của động cơ tăng lên. CHƯƠNG 3

QUÁ TRÌNH CHÁY VÀ TẠO HỖN HỢP TRONG

ĐỘNG CƠ DIESEL

3.1 Giai đoạn của quá trình cháy

Quá trình cháy trong động cơ Diesel thực chất là quá trình ôxy hoá các thành

phần hóa học có trong nhiên liệu kèm theo sự tỏa nhiệt mãnh liệt. Quá trình cháy

bao gồm hàng loạt các biến đổi về lý hóa, cái nọ kế tiếp cái kia và kéo dài cho đến

cả sau khi hỗn hợp đã bốc cháy.

Ở cuối kỳ nén, nhiên liệu được phun vào trong xilanh động cơ dưới dạng

sương, nhờ nhiệt độ cao trong xilanh, các hạt nhiên liệu sẽ nhanh chóng bay hơi

kèm theo những biến đổi về vật lý, hình thành khí hỗn hợp và chuẩn bị cho nó bốc

cháy. Quá trình này chiếm một khoảng thời gian nhất định và được gọi là thời gian

chuẩn bị cháy, ký hiệu là i

τ (giây), tương ứng với một khoảng góc quay i

ϕ (độ) của

trục khuỷu.

Hình 3.1 Diễn biến quá trình cháy nhiên liệu trong xilanh

Quá trình cháy trong động cơ Diesel bao gồm nhiều quá trình trung gian kế tiếp

nhau nhưng để cho việc nghiên cứu được dễ dàng, người ta chia quá trình cháy

thành 4 giai đoạn trên cơ sở căn cứ vào bản chất các quá trình xảy ra trong xilanh

động cơ.

3.1.1 Giai đoạn chuẩn bị cháy

Giai đoạn chuẩn bị cháy được xác định bằng khoảng thời gian từ lúc nhiên liệu

bắt đầu phun vào xilanh động cơ (điểm b hình 3.1) đến khi áp suất trong xilanh động

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 143 cơ bắt đầu tăng đột ngột, tức là đường cong áp suất biểu thị quá trình cháy tách khỏi

đường cong nén (điểm c).

Giai đoạn này trong xilanh động cơ diễn ra hàng loạt các quá trình phức tạp: sấy

nóng nhiên liệu, bay hơi, phân hủy các phần tử có liên kết dài thành các phần tử có

liên kết ngắn, ôxy hóa. Nhiên liệu đưa vào trong xilanh động cơ ở giai đoạn thứ nhất

chiếm 30% ÷ 40% lượng nhiên liệu cung cấp cho chu trình. Giai đoạn này được

đặc trưng bằng thời gian chuẩn bị cháy i

τ (giây) hay góc chuẩn bị cháy i

ϕ (độ

góc quay trục khuỷu). Giữa thời gian chuẩn bị cháy và góc chuẩn bị cháy có quan

hệ với nhau theo công thức:

6.

ϕ

τ = (s)

Trong đó: n là vòng quay động cơ (vòng/ phút)

Trong các độngcơ diesel: i

τ = 0,005 ÷ 0,001 (giây), còn i

ϕ biến thiên từ 3 ÷ 50

gqtk)

Thời gian i

τ càng dài, lượng nhiên liệu tích lũy trong giai đoạn này càng lớn,

nó sẽ ảnh hưởng đến đặc tính quá trình cháy. Đặc biệt trong các động cơ cao tốc,

lượng nhiên liệu cấp trong giai đoạn này khá cao. Cá biệt có những động cơ lượng

nhiên liệu cấp trong giai đoạn này bằng 100% lượng nhiên liệu cung cấp cho chu

trình (qct)

3.1.2 Giai đoạn tăng áp suất

Giai đoạn này gọi là giai đoạn cháy nổ, được xác định bằng khoảng thời gian

từ lúc bắt đầu sự bốc cháy nhiên liệu (điểm c) đến thời điểm áp suất trong xilanh

động cơ đạt giá trị lớn nhất (điểm z1). Ở giai đoạn này tốc độ tỏa nhệt của nhiên liệu

rất lớn đồng thời áp suất chất khí trong xilanh động cơ cũng tăng lên một cách đáng

kể.

Để đánh giá chất lượng và mức độ cháy mãnh liệt của giai đoạn này, người

ta dùng hai thông số là:

Tốc độ tăng áp suất trung bình:

dp

d

ω

ϕ

= => max

max

dp

d

ω

ϕ

⎛⎞

= ⎜⎟

⎝⎠

(3.1)

Hoặc tốc độ tăng áp suất trung bình:

1

1

Z c

c Z

ϖ

ϕ ϕϕ

− Δ

==

Δ=

(3.2)

Hai thông số trên đánh giá mức độ làm việc nhẹ nhàng, tin cậy của động cơ. Trị

số W, Wtb lớn, động cơ làm việc cứng có tiếng gõ. Khi tốc độ tăng áp suất qúa

cao có thể dẫn đến hư hỏng bệ đỡ, trục khuỷu của động cơ và các chi tiết khác.

Khi động cơ làm việc bình thường, giá trị của W nằm trong khoảng 1 ÷ 6 (kG/

cm2

. độ góc quay trục khuỷu). (tốt nhất là 4 ÷ 6 kG/ cm2

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 144 Sở dĩ trong giai đoạn này có sự tỏa nhiệt mạnh là vì phần nhiên liệu phun vào

trong giai đoạn chuẩn bị cháy đã bắt đầu bốc cháy. Nhiệt lượng tỏa ra trong giai

đoạn này chiếm khoảng 1/3 số nhiệt lượng do nhiên liệu cung cấp.

3.1.3 Giai đoạn tăng nhiệt độ

Giai đoạn này được tính từ lúc áp suất trong xi lanh động cơ đạt giá trị cực đại

(điểm z1) đến khi nhiệt độ chất khí trong xilanh động cơ đạt giá trị cực đại (điểm z).

Trong giai đoạn này, việc cung cấp nhiên liệu vào xilanh động cơ cơ bản là chấm

dứt. Cường độ tỏa nhiệt ở giai đoạn này bắt đầu giảm xuống do nồng độ oxy giảm.

Ở đầu giai đoạn này mặc dù piston đã đi xuống, thể tích xilanh tăng dần nhưng do

nhiên liệu còn tiếp tục cháy mãnh liệt nên áp suất trong xilanh động cơ thay đổi

không lớn lắm. Đây là giai đoạn phát nhiệt chủ yếu, nhiệt lượng tỏa ra trong giai

đoạn này chiếm khoảng 40% ÷ 50% toàn bộ nhiệt lượng do nhiên liệu cháy. Sự

thay đổi áp suất trong xilanh động cơ ở giai đoạn này phụ thuộc vào mối tương

quan giữa tốc độ cấp nhiên liệu và việc tăng thể tích của xilanh công tác. Mặc dù

qúa trình cấp nhiên liệu thường kết thúc ở cuối giai đoạn này nhưng qúa trình cháy

có thể còn tiếp diễn sau điểm z vì qúa trình cháy đã bị chậm lại do số lượng ôxy

tự do trong xilanh động cơ giảm xuống.

3.1.4 Giai đoạn cháy rớt

Giai đoạn này tương ứng với thời kỳ cháy rớt của nhiên liệu, được tính từ lúc

nhiệt độ chất khí trong xilanh động cơ đạt giá trị cực đại đến khi kết thúc qúa trình

cháy nhiên liệu (điểm z'). Trong giai đoạn này, tốc độ tỏa nhiệt giảm và tốc độ cháy

nhiên liệu diễn ra chậm. Trong tất cả các độngcơ diesel hầu như đều tồn tại giai

đoạn cháy rớt này. Do tốc độ quay cao, các động cơ cao tốc có qúa trình cháy rớt

dài sẽ làm cho tổn thất nhiệt khí xả tăng, tính kinh tế của động cơ giảm xuống,

làm xấu đi chế độ nhiệt của các chi tiết, đặc biệt là nhóm piston và cơ cấu phân phối

khí. Giảm hệ số dư lượng không khí α (đặc biệt ở chế độ qúa tải), giảm góc phun

sớm, chất lượng phun nhiên liệu kém, thay đổi loại nhiên liệu sử dụng, tăng số vòng

quay và hàng loạt các yếu tố khác thay dổi là nguyên nhân làm cho qúa trình cháy

rớt phát triển.

Để rút ngắn thời gian cháy rớt cần đảm bảo chất lượng tạo hỗn hợp, tăng hệ

số dư lượng không khí α và rút ngắn thời gian cấp nhiên liệu ở giai đoạn 3.

3.2 Các yếu tố ảnh hưởng đến các giai đoạn của qúa trình cháy

3.2.1 Các yếu tố ảnh hưởng đến giai đoạn chuẩn bị cháy

Thời gian của giai đoạn chuẩn bị cháy rất ngắn i

τ = 0,005 ÷ 0,001 (giây). Thời

gian chuẩn bị cháy và quy luật cấp nhiên liệu hay lượng nhiên liệu cấp trong thời

gian chuẩn bị cháy có ảnh hưởng rất lớn đến tốc độ tăng áp suất và độ cứng của

động cơ làm việc êm, tránh được các hư hỏng do ứng suất cơ gây ra. Các yếu tố

ảnh hưởng đến thời gian chuẩn bị cháy bao gồm các yếu tố hóa học, các yếu tố vật lý,

các yếu tố cấu tạo và các yếu tố về khai thác.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 145 Các yếu tố về hóa học bao gồm thành phần, tính chất và cấu trúc của nhiên liệu,

nồng độ ôxy trong buồng đốt, lượng khí sót còn sót lại từ chu trình trước và các chất

phụ gia kích thích qúa trình cháy khi pha thêm vào nhiên liệu.

Trong các yếu tố về hóa học thì thành phần và tính chất của nhiên liệu có ảnh

hưởng đáng kể đến giai đoạn chuẩn bị cháy. Trị số xêtan của nhiên liệu sử dụng

càng lớn càng rút ngắn thời gian chuẩn bị cháy và do vậy tốc độ tăng áp suất sẽ giản

đi. Tăng nồng dộ ôxy, giảm lượng khí sót trong buồng đốt hay pha thêm các chất

phụ gia kích thích qúa trình cháy vào trong nhiên liệu đều có thể làm rút ngắn thờ

gian chuẩn bị cháy.

Ảnh hưởng của loại nhiên liệu đến qúa trình cháy trong xilanh động cơ được

chỉ ra trên hình 3.2.

Hình 3.2 Ảnh hưởng của loại nhiên liệu đến qúa trình cháy trong xilanh động cơ

(từ 4 đến 5 ứng với sự giảm dần của TSXT có trong nhiên liệu).

Các yếu tố vật lý bao gồm áp suất, nhiệt độ cuối qúa trình nén và mật độ không

khí trong buồng đốt.

Trong các yếu tố vật lý thì áp suất và nhiệt độ cuối kỳ nén có ảnh hưởng nhiều

nhất đến giai đoạn chuẩn bị cháy. Tăng áp suất và nhiệt độ cuối qúa trình nén sẽ

rút ngắn được i

τ . Tuy nhiên người ta cũng chứng tỏ được rằng khi nhiệt độ cuối

kỳ nén nhỏ hơn 400oC thì ảnh hưởng của Tc đến i

τ mới thấy rõ. Còn khi Tc lớn

hơn 400o

C thì ảnh hưởng của nó đến thời gian chuẩn bị cháy là không đáng kể.

Các yếu tố kết cấu bao gồm tỷ số nén, kết cấu buồng cháy, vòng quay động cơ,

góc phun sớm nhiên liệu, tính dẫn nhiệt của piston, xilanh, cường độ làm mát piston

là các yếu tố chủ yếu ảnh hưởng đến giai đoạn chuẩn bị cháy.

Các yếu tố kết cấu ảnh hưởng đến thông số cuối kỳ nén và chất lượng hòa trộn của

hỗn hợp. Tăng ε sẽ làm cho thông số cuối kỳ nén tăng, tạo điều kiện thuận lợi cho sự

chuẩn bị cháy nhiên liệu. Đối với động cơ sử dụng các loại nhiên liệu khác nhau thì

ảnh hưởng của tỷ số nén đến thời gian chuẩn bị cháy cũng khác nhau.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 146 Tăng số vòng quay của động cơ làm cho thời gian chuẩn bị cháy i

τ giảm xuống

còn góc tương ứng với thời gian chuẩn bị cháy i

ϕ ngược lại lại tăng lên. Ảnh hưởng

củ tỷ số nén ε và vòng quay động cơ đến thời gian chuẩn bị cháy được thể hiện trên

hình 3-3.

Hình 3.3 Ảnh hưởng của tỷ số nén ε và tốc độ quay đến góc chuẩn bị cháy i

ϕ (

gqtk)

1. TSXT = 40 2. TSXT = 60

Còn ảnh hưởng của góc phun sớm được giải thích như sau: Trong mỗi

động cơ, khi làm việc ở tốc độ quay định mức đều có một góc phun sớm có lợi nhất

gọi là góc phun sớm tối ưu. Tăng góc phun sớm lớn hơn góc phun sớm tối ưu tức là

nhiên liệu được phun vào trong xilanh động cơ khi nhiệt độ và áp suất trong xilanh

còn thấp dẫn đến thời gian chuẩn bị cháy qúa lớn sẽ làm cho qúa trình cháy cứng,

ứng suất cơ tăng. Còn giảm góc phun sớm so với góc phun sớm tối ưu sẽ làm cho

qúa trình cháy rớt phát triển, tính kinh tế của động cơ giảm xuống.

Chất lượng tạo hỗn hợp sẽ làm thay đổi qúa trình ôxy hóa các hạt nhiên liệu

trong thời gian chuẩn bị cháy và do đó thời gian chuẩn bị cháy sẽ dài ra hay ngắn

đi. Chất lượng tạo hỗn hợp phụ thuộc chủ yếu vào chất lượng phun sương nhiên liệu

và chuyển động xoáy lốc của dòng không khí cuối kỳ nén. Động cơ có buồng cháy

xoáy lốc có khả năng tạo hỗn hợp tốt hơn động cơ có buồng cháy thống nhất.

Vật liệu chế tạo piston cũng có ảnh hưởng đáng kể tới thời gian chuẩn bị cháy,

đặc biệt là ở chế độ khởi động. Những động cơ có piston chế tạo bằng nhôm khi ở

chế độ khởi động sẽ khó khởi động hơn hoặc dễ bị nhảy van an toàn do thời gian

chuẩn bị cháy kéo dài. Ở những động cơ này, thời gian chuẩn bị cháy bị kéo dài chủ

yếu do khả năng truyền nhiệt tốt của piston và khe hở giữa piston và xilanh lớn do

hệ số giãn nở nhiệt lớn, điều này làm giảm chỉ số nén đa biến và dẫn đến làm giảm

áp suất và nhiệt độ cuối kỳ nén.

Các yếu tố về khai thác bao gồm các điều kiện về môi trường như áp suất,

nhiệt độ, độ ẩm không khí môi trường, nhiệt độ nước làm mát, phụ tải và trạng thái

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 147 nhiệt của động cơ. Các yếu tố này sẽ ảnh hưởng đến các thông số vật lý, hóa học và

do đó ảnh hưởng đến thời gian chuẩn bị cháy trong xilanh động cơ.

3.2.2 Các yếu tố ảnh hưởng đến các giai đoạn còn lại của qúa trình cháy

Giai đoạn 2 tức là giai đoạn cháy nổ phụ thuộc rất nhiều vào thời gian chuẩn bị

cháy. Trong cùng một điều kiện khai thác, khi rút ngắn thời gian chuẩn bị cháy i

τ sẽ

làm cho tốc độ tăng áp suất

dp

dϕ

và áp suất cháy lớn nhất Pz giảm xuống, động cơ làm

việc êm, nhẹ nhàng hơn.

Ngoài yếu tố i

τ thì lượng nhiên liệu cấp vào trong thời gian chuẩn bị cháy qi

cũng là yếu tố đáng kể ảnh hưởng đến sự thay đổi Pz và

dp

dϕ

. Vì vậy:

qf

d

dP

, τ

ϕ

=

Thay đổi quy luật cấp nhiên liệu sẽ làm qi thay đổi, vì vậy trong những động cơ

diesel tàu thủy hiện đại, người ta chế tạo cam nhiên liệu có biên dạng thay đổi nhằm

thay đổi vận tốc của piston bơm cao áp. Áp suất phun nhiên liệu ở giai đoạn đầu

của những bơm cao áp loại này có thể nhỏ hơn 2-3 lần so với giai đoạn cuối cấp

(Hình 3-4).

Hình 3-4 Ảnh hưởng của quy luật cung cấp nhiên liệu tới qúa trình cháy

1: Biên dạng cam nhiên liệu dốc (qi lớn).

2: Biên dạng cam nhiên liệu thoải (qi nhỏ).

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 148 Giai đoạn cháy thứ 3 là giai đoạn cháy khi piston đã đi từ ĐCT xuống ĐCD.

Thời gian của giai đoạn 3 phụ thuộc vào thời gian của giai đoạn 1, giai đoạn 2 và góc

cấp nhiên liệu toàn bộ. Thay đổi góc cấp nhiên liệu toàn bộ sẽ làm cho thời gian

của giai đoạn 3 thay đổi. Khi góc cấp nhiên liệu toàn bộ không đổi việc kéo dài

hay rút ngắn thời gian của giai đoạn 1 sẽ làm thay đổi giai đoạn 3.

Có thể dùng thông số sau để phân tích đường cong của qúa trình cháy đó là:

1 i

y

ϕ

ϕ

=− (3-5)

Ở đây: i

ϕ : là góc quay trục khuỷu tương ứng với thời gian chuẩn bị cháy.

tb ϕ : là góc cấp nhiên liệu toàn bộ.

Thông số trên còn được gọi là tiêu chuẩn khống chế qúa trình do D.Travropski

đưa ra.

Từ (3-5) có thể nhận thấy:

Khi i

ϕ = tb ϕ → y = 0 trường hợp này i

ϕ = tb ϕ , qúa trình cháy diễn ra không khống

chế được.

Khi y tăng dần đến 1 tức là i

ϕ giản dần dến 0, việc khống chế qúa trình cháy

tăng lên.Khi y = 1 ( i

ϕ = 0) qúa trình cháy khống chế được hoàn toàn. Thực tế điều

này không thể xảy ra được với các động cơ diesel.

Khi y < 0 thời gian chuẩn bị cháy dài hơn thời gian cấp nhiên liệu toàn bộ. Trong

thực tế, trường hợp này có thể xảy ra trong qúa trình khởi động động cơ diesel ở

trạng thái nguội lạnh.

Khi i

ϕ giảm xuống, y tăng lên, qúa trình cháy tiến dần đến qúa trình cháy

nhanh, hiệu suất chỉ thị của động cơ tăng và đồng thời các thông số động của chu trình

cũng tăng theo. Các động cơ diesel tàu thủy công suất lớn, giá trị của y nằm trong

khoảng 0,55 ÷ 0,80.

Giai đoạn 4 của qúa trình cháy là hậu qủa của tất cả các giai đoạn trước. Càng

rút ngắn được thời gian của giai đoạn 4 thì tính kinh tế của động cơ càng tăng, trạng

thái nhiệt của các chi tiết nhóm piston xilanh càng đảm bảo. Giảm tốc độ quay của

động cơ, tăng hệ số dư lượng không khí α hoặc cải thiện chất lượng phun sương

và tạo hỗn hợp là những biện pháp hữu hiệu nhằm rút ngắn giai đoạn cháy rớt này.

Tuy nhiên giai đoạn 4 này vẫn tồn tại trong tất cả các động cơ diesel.

3.3 Qúa trình tạo hỗn hợp

Qúa trình hình thành khí hỗn hợp trong động cơ Diesel được diễn ra ngay

trong buồng đốt của động cơ. Ở cuối kỳ nén, nhiên liệu được phun vào trong

xilanh động cơ dưới dạng các hạt sương mịn, có kích thước nhỏ và đồng đều, đồng

thời các hạt nhiên liệu cần phải được phân bố đều trong toàn bộ thể tích buồn cháy.

Mỗi tia nhiên liệu cần đảm bảo độ xa xác định để xuyên qua không khí nén tới gần

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 149 bề mặt của buồng cháy và đồng thời không đọng lên các bề mặt của buồng cháy.

Các chùm tia nhiên liệu phải có hình dạng, hướng và số lượng các tia phù hợp với

hình dạng và thể tích buồng cháy.

3.3.1 Tia nhiên liệu

Sự phân hủy tia nhiên liệu thành những hạt sương nhỏ trong buồng cháy phụ

thuộc vào các yếu tố như sức cản khí động của không khí trong buồng đốt, sức kéo bề

mặt của tia nhiên liệu, lực hấp dẫn của nhiên liệu và nội lực xuất hiện khi nhiên liệu

cháy. Sức cản khí động của không khí phụ thuộc vào vận tốc tương đối của nhiên

liệu và không khí, đồng thời vào mật độ của không khí. Lực cản của môi trường cố

tách các phần tử nhiên liệu nằm trên bề mặt tia ở mọi phía, còn các lực kéo bề mặt

và lực hấp dẫn bên trong của nhiên liệu đối kháng với lực cản của không khí nhằm

giữ cho tia nhiên liệu được nguyên vẹn.

Sự kích động ban đầu trên bề mặt của tia nhiên liệu xuất hiện do kết qủa của

hàng loạt các nguyên nhân: sự chảy rối của nhiên liệu trong lỗ phun, hình dạng mép

đầu và cuối của lỗ phun, độ nhẵn bề mặt lỗ phun, sự có mặt của các bóng hơi trong

nhiên liệu. Ngoài những yếu tố trên còn phải kể đến tác dụng bổ sung nhiên liệu

liên tục, tức là tia nhiên liệu liên tục được bổ sung những phần tử nhiên liệu mới

có động năng lớn, gây chèn ép lên nhau của các phần tử nhiên liệu. Như vậy lực

kích động ban đầu và lực cản khí động của không khí nén trong buồng cháy có

khuynh hướng xé tia nhiên liệu thành những giọt sương.

Độ mịn của các hạt nhiên liệu được thể hiện qua đường kính trung bình của các

hạt trong tia nhiên liệu. Động cơ có tốc độ quay càng cao, thời gian tạo hỗn hợp

ngắn thì càng yêu cầu phải phun mịn, đặc biệt là trong các động cơ có buồng cháy

thống nhất. Theo các số liệu thực nghiệm, đưòng kính trung bình của các hạt nhiên liệu

thông thường khoảng 20 ÷ 25 μm.

Để qúa trình phun sương tốt cần phải đảm bảo tốc độ của nhiên liệu đi qua các

lỗ phun đạt giá trị tương đối lớn. Tốc độ này có thể được tính như sau

4

.2. .10 pc

v

nl

wg ϕ

γ

−

= (m/s) (3-6)

Trong đó: v

ϕ : là hệ số dòng chảy

pp: Áp suất phun nhiên liệu (kG/cm2

pc: Áp suất trong xilanh cuối kỳ nén (kG/cm2

nl

γ : Trọng lượng riêng của nhiên liệu (kg/m3

Từ đó áp suất phun được tính:

c

v

nl

p P

W P + = 4 2

2

10.2.

.

ϕ

γ

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 150 Thông thường, tốc độ của nhiên liệu đi qua các lỗ phun nằm trong khoảng 250

÷ 400 (m/s), còn hệ số dòng chảy v

ϕ = 0,7 ÷ 0,8.

Để xác định chất lượng phun nhiên liệu thông thường phải dùng phương pháp

thực nghiệm. Trên cơ sở thực nghiệm người ta sẽ xây dựng đường đặc tính phun

nhiên liệu. Dùng đường đặc tính phun nhiên liệu, ta có thể đánh giá được chất lượng

phun nhiên liệu.

Hình 3-5 cho phép ta đánh giá chất lượng phun sương trong 3 trường hợp:

Đường 1: Chất lượng phun sương tốt, các hạt sương nhiên liệu nhỏ và đều.

Đường 2: Chất lượng phun không tốt, các hạt có đường kính lớn và không đều nhau.

Đường 3: Chất lượng phun đều nhưng đường kính hạt lớn,sương nhiên liệu thô. Như

vậy khi các nhánh của đường đặc tính càng dốc thì độ phun càng đều, các hạt có

kích thước càng gần nhau. Nếu đỉnh của đường cong càng sát trục tung thì độ phun

sương càng mịn.

Hình 3-5: Các đường đặc tính phun nhiên liệu

Trong một tia nhiên liệu, đường kính, mật độ và vận tốc của các hạt nhiên liệu

cũng khác nhau. Khi nhiên liệu được phun vào trong xilanh của động cơ, vận động

của các hạt nhiên liệu thường cuốn theo cả lớp không khí bao quanh làm giảm tốc

độ tương đối của các hạt so với không khí, làm giảm sức cản khí động của không

khí, mặt khác còn làm cho các phần tử không khí thâm nhập vào trong tia dồn cả ra

mặt ngoài của tia. Phần nhiên liệu phun trước gặp sức cản của khí động lớn nên tốc

độ bị giảm xuống, còn các phần nhiên liệu phun sau được phun vào môi trường mà

tia nhiên liệu đang vận động nên tốc độ của nó giảm ít hơn. Vì vậy các hạt nhiên

liệu phun sau thường đuổi kịp các hạt nhiên liệu phun trước và gạt số nhiên liệu phía

trước ra ngoài rồi đi vào khu vực của mũi tia. Chính vì vậy, tia nhiên liệu gồm có

hai phần là phần lõi tia và phần vỏ tia (Hình 3-6).

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 151

Hình 3-6 Tia nhiên liệu

1: Lõi tia 2: Vỏ tia 3: Mật độ hạt 4:Tốc độ các hạt

Ở phần lõi tia, mật độ và kích thước các hạt nhiên liệu lớn. Do gặp sức cản khí

động nhỏ nên ở phần này nhiên liệu liên kết với nhau thành những hạt lớn chứa

nhiều năng lượng (chủ yếu là động năng) nên vận tốc các hạt nhiên liệu ở phần lõi

tia là lớn nhất.

Ở phần lõi tia, mật độ và kích thước các hạt nhiên liệu lớn. Do gặp sức cản khí

động nhỏ nên ở phần này nhiên liệu liên kết với nhau thành những hạt lớn chứa

nhiều năng lượng (chủ yếu là động năng) nên vận tốc các hạt nhiên liệu ở phần lõi

tia là lớn nhất.

Ở phần vỏ tia, mật độ các hạt nhiên liệu thưa, kích thước nhỏ mịn, chịu sức cản

khí động lớn của không khí nên tốc độ chậm, không khí thâm nhập vào và cuốn theo

làm tăng khả năng hóa hơi của các hạt nhiên liệu này và các phản ứng cháy đầu tiên

xảy ra ở đó.

3.3.2 Các yếu rố ảnh hưởng tới hình dạng tia nhiên liệu

Hình dạng tia nhiên liệu và tốc độ vận động của nó có vai trò quan trọng trong

qúa trình tạo hỗn hợp và cháy nhiên liệu. Tia nhiên liệu phải xuyên qua không khí

nén đến những phần xa nhất của buồng cháy nhưng không được bám lên thành

xilanh và đỉnh piston để tránh việc cháy không hoàn toàn và tạo thành muội than

trong qúa trình công tác.

Bằng thực nghiệm người ta đã thấy được sự ảnh hưởng của hàng loạt các yếu tố

đến chiều dài L, chiều rộng B và vận tốc W của tia nhiên liệu. Các yếu tố chính

phải kể đến là đối áp môi trường, góc quay trục cam nhiên liệu, thời gian phun và

áp suất phun nhiên liệu, đường kính lỗ phun, trọng lượng riêng của nhiên liệu và cấu

tạo đầu vòi phun.

Hình 3-7 thể hiện sự ảnh hưởng của đối áp môi trường tới hình dạng tia nhiên

liệu. Khi đối áp môi trường tăng lên (áp suất cuối kỳ nén tăng lên) thì chiều dài và vận

tốc của tia nhiên liệu đều giảm đi.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 152

Hình 3.7 Ảnh hưởng của đối áp không khí đến chiều dài L, chiều rộng B và vận tốc W của tia

nhiên liệu.

Ảnh hưởng của thời gian và áp suất phun nhiên liệu tới chiều dài tia nhiên liệu

được thể hiện trên hình 3-8. Nếu thời gian phun như nhau, càng tăng áp suất phun

thì chiều dài tia nhiên liệu càng tăng, đồng thời tốc độ lưu động của nhiên liệu qua

lỗ phun tăng lên làm giảm kích thước của các hạt trong tia nhiên liệu. Mặt khác, nếu

áp suất phun như nhau, càng tăng thời gian phun thì chiều dài tia nhiên liệu cũng

càng tăng.

Hình 3.8 Ảnh hưởng của thời gian phun và áp suất phun tới chiều dài tia nhiên liệu.

Đường kính lỗ phun cũng ảnh hưởng đáng kể tới chiều dài, chiều rộng và vận

tốc tia nhiên liệu. Trong trường hợp áp suất phun nhiên liệu và đối áp môi trường

không thay đổi, nếu tăng đường kính lỗ phun thì chiều dài, chiều rộng và vận tốc

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 153 của tia nhiên liệu đều tăng lên nhưng trong trường hợp này sẽ làm tăng kích thước

các hạt sương nhiên liệu. (Hình 3-9)

Hình 3.9 Ảnh hưởng của đường kính lỗ phun tới chiều dài L, chiều rộng B và vận tốc W của tia

nhiên liệu.

Trọng lượng riêng của nhiên liệu cũng ảnh hưởng rõ rệt tới hình dạng tia

nhiên liệu. Khi trọng lượng riêng của nhiên liệu tăng lên, chiều dài tia nhiên liệu

tăng nhưng kích thước hạt sương nhiên liệu cũng tăng theo. Khi thay đổi nhiệt độ

của nhiên liệu phun vào buồng đốt động cơ, tức là trọng lượng riêng của nhiên liệu

cũng đã bị thay đối, thì kết qủa thu được cũng hoàn toàn tương tự. (Hình 3-10)

Hình 3-10: Ảnh hưởng của nhiệt độ nhiên liệu tới chiều dài tia

Ngoài các yếu tố kể trên, hình dạng tia nhiên liệu còn phụ thuộc vào các yếu tố

khác như tốc độ quay của động cơ, cấu tạo kim phun, hình dạng lỗ phun, tình trạng

bề mặt và mép của lỗ phun. Tăng tốc độ quay của động cơ sẽ làm tăng tốc độ chuyển

động của piston bơm cao áp, do đó àm tăng áp suất phun và tốc độ tia nhiên liệu

qua lỗ phun, độ phun nhỏ và đều hơn. Cấu tạo của đầu vòi phun nói chung cũng

như tình trạng kỹ thuật của kim phun, bề mặt và mép lỗ phun kém đều ảnh hưởng

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 154 đến hình dạng tia nhiên liệu và do đó ảnh hưởng xấu đến chất lượng tạo hỗn hợp

trong động cơ diesel.

3.4 Các dạng buồng cháy

Chất lượng hòa trộn giữa nhiên liệu và không khí trong động cơ diesel phụ

thuộc rất lớn vào tổ chức của dòng khí trong buồng cháy, tức là phụ thuộc vào kết

cấu và hình dạng của buồng cháy. Căn cứ vào đặc điểm kết cấu, người ta chia

buồng cháy thành hai loại là buồng liền và buồng ghép.

3.4.1 Buồng cháy thống nhất

Buồng cháy thống nhất, còn được gọi là buồng cháy liền, mà toàn bộ thể tích

của buồng cháy đều nằm trong một không gian thống nhất.

Buồng cháy thống nhất là buồng cháy giới hạn bởi đỉnh piston, nắp xilanh và

vách sơmi xilanh. Để đảm bảo cho nhiên liệu được phân bố đều trong thể tích buồng

cháy, vòi phun được lắp đặt là vòi phun nhiều lỗ. Do sự chuyển động của piston tạo

thành vận động xoáy lốc của dòng khí trong các xilanh mà hỗn hợp không khí và

nhiên liệu được hòa trộn với nhau. Trong các động cơ 2 kỳ, để tăng cường sự vận

động xoáy lốc, người ta lựa chọn hướng của các cửa quét thích hợp mà nhờ đó nó sẽ

tạo ra các vận động xoáy lốc của dòng không khí nạp khi nạp khí vào xilanh động

cơ. Trong các động cơ diesel có buồng cháy thống nhất, dạng của buồng cháy được

phân thành 4 nhóm như sau:

Nhóm 1: Trong nhóm này buồng cháy được giới hạn bởi đỉnh piston, nắp

xilanh và thành sơmi xilanh. Đỉnh piston thường được làm lõm xuống hay lồi lên để

tạo sự vận động xoáy lốc của dòng khí. Loại buồng cháy này thường sử dụng cho

động cơ diesel 4 kỳ và 2 kỳ quét thẳng qua supáp.

Nhóm 2: Loại này buồng cháy được đặt hoàn toàn trên nắp xilanh, dùng cho

động cơ diesel 2 kỳ quét vòng.

Nhóm 3: Buồng cháy đặt một nửa trên nắp xilanh, một nửa trên đỉnh piston, rất

thích hợp cho động cơ diesel 2 kỳ.

Nhóm 4: Buồng cháy phân bố giữa hai piston, dùng cho động cơ 2 kỳ piston

đối đỉnh (Xem hình 3-11).

Buồng cháy thống nhất được áp dụng phổ biến cho các động cơ cỡ trung

bình và lớn, có tốc độ quay thấp. Đôi khi loại buồng cháy này cũng được dùng

trong một số động cơ cỡ nhỏ cao tốc.

Đặc điểm của loại động cơ có buồng cháy thống nhất là:

Nhiên liệu được phun trực tiếp vào buồng cháy với áp suất cao. Áp suất phun

nhiên liệu thông thường khoảng 200 ÷ 800 kG/cm2

. Chất lượng phun sương tốt.

Việc hòa trộn giữa nhiên liệu và không khí trong buồng cháy được thực

hiện nhờ sự phối hợp chặt chẽ giữa hình dạng, kích thước, số lượng và hướng các

tia nhiên liệu với hình dạng và kích thước buồng cháy, hoặc khả năng tạo ra sự

chuyển động xoáy lốc của không khí trong buồng cháy.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 155

Hình 3.11 Các dạng buồng cháy thống nhất.

Chuyển động xoáy lốc của không khí nạp có thể được tạo ra bằng các biện pháp

sau đây:

+ Khoét lõm đỉnh piston hoặc nắp xilanh.

+ Chọn hướng cửa quét trong các động cơ 2 kỳ.

+ Dùng đường ống nạp tiếp tuyến hoặc supáp nạp có tấm chắn để hướng

dòng không khí nạp đi vào tiếp tuyến với chu vi của xilanh động cơ, tạo ra các

chuyển động xoáy lốc của dòng không khí nạp.

Chuyển động xoáy lốc của không khí nạp vẫn có thể được duy trì trong suốt qúa

trình nén.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 156 Ưu điểm của loại động cơ có buồng cháy thống nhất là kết cấu đơn giản, dễ

dàng quét sạch buồng cháy, bề mặt làm mát tương đối không lớn lắm, do đó giảm

mất mát nhiệt cho nước làm mát, động cơ dễ khởi động và giảm được suất tiêu hao

nhiên liệu cho động cơ.

Nhược điểm cơ bản của loại động cơ có buồng cháy thống nhất là hệ số dư

lượng không khí α ở chế độ thiết kế thường cao (α = 1,8 ÷ 2,2), tốc độ tăng áp suất

W lớn, hệ thống nhiên liệu làm việc nặng nề vì áp suất phun cao và chất lượng tạo

hỗn hợp phụ thuộc nhiều vào tốc độ quay của động cơ.

3.4.2 Buồng ghép

Buồng cháy ghép, hay còn được gọi là buồng cháy phân cách, thường được áp

dụng cho những động cơ diesel cao tốc kích thước nhỏ, bao gồm các loại: buồng

cháy xoáy lốc, buồng cháy dự bị, buồng tích nhiệt và buồng tích không khí. Dưới

đây chúng ta xem xét kết cấu và đặc điểm của một số loại buồng cháy phân cách

thường gặp trong thực tế:

Buồng cháy xoáy lốc:

Trong các động cơ diesel cao tốc kích thước nhỏ, nếu sử dụng phương pháp

hình thành khí hỗn hợp trong buồng cháy thống nhất sẽ gặp nhiều khó khăn: trước

hết phải tăng áp suất phun lên cao và giảm đường kính lỗ phun để tăng độ nhỏ mịn

của hạt sương nhiên liệu và giảm độ xa của chùm tia nhiên liệu, tránh không cho các

hạt sương nhiên liệu bám lên vách buồng đốt. Vì vậy, lỗ phun dễ bị kết cốc và

tắc, cặp bộ đôi piston-xilanh bơm cao áp, kim phun và đầu vòi phun rất chóng

mòn. Mặt khác, trong qúa trình sử dụng, nếu giảm số vòng quay của động cơ nhỏ

hơn định mức sẽ làm cho chất lượng hình thành khí hỗn hợp và qúa trình cháy giảm

nhanh. Vì vậy, để giải quyết vấn đề này, người ta áp dụng cho động cơ với kiểu

buồng cháy xoáy lốc.

Trong những động cơ có buồng cháy xoáy lốc, buồng cháy của động cơ được

chia làm hai phần: buồng cháy xoáy lốc và buồng cháy chính. Buồng cháy xoáy lốc

thường có dạng hình trụ hoặc hình cầu nằm trên nắp xilanh hoặc trong thân động cơ,

được nối với buồng cháy chính bằng một đường ống có tiết diện lưu thông tương

đối lớn (khoảng 1 ÷ 3% diện tích đỉnh piston) đặt tiếp tuyến với buồng cháy xoáy

lốc. Thể tích của buồng cháy xoáy lốc chiếm khoảng 50 ÷ 80% toàn bộ thể tích

buồng cháy. Nhiên liệu được phun vào buồng cháy xoáy lốc. (Hình 3-12)

Trong qúa trình nén, không khí từ trong xilanh của động cơ bị đẩy vào

buồng cháy xoáy lốc với tốc độ lưu thông lớn. Dòng khí lưu động theo hướng

tiếp tuyến tạo ra chuyển động xoáy lốc mạnh của không khí trong buồng xoáy lốc.

Khi nhiên liệu được phun vào buồng xoáy lốc sẽ bị xé nhỏ và hòa trộn đều với

không khí tạo thành hỗn hợp cháy tốt.

Khi nhiên liệu cháy, áp suất trong buồng cháy xoáy lốc tăng lên. Hỗn hợp không

khí, khí cháy và nhiên liệu chưa có điều kiện cháy hết qua các ống nối thông tràn

vào buồng cháy chính, tại đây nó sẽ tiếp tục hòa trộn với không khí trong buồng cháy

chính và cháy hết.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 157

Hình 3.12 Buồng cháy xoáy lốc

Trong buồng cháy xoáy lốc có một chi tiết quan trọng đó là một tấm chắn

nằm ở phía dưới của buồng cháy. Giữa tấm chắn và nắp xilanh có khe hở cách

nhiệt, vì vậy giảm bớt mất mát nhiệt. Ngoài ra khi nhiên liệu cháy, tấm chắn này

thu nhiệt, trong qúa trình nén nhiệt lượng này lại được truyền cho khí nén làm

cho nhiệt độ cuối qúa trình nén tăng, tạo điều kiện thuận lợi cho qúa trình cháy.

Động cơ có buồng cháy xoáy lốc có những ưu điểm sau:

Động cơ có thể hoạt động với hệ số dư lượng không khí α ở chế độ thiết kế

nhỏ (thông thường, hệ số dư lượng không khí α của loại động cơ này ở chế độ định

mức khoảng 1,3 ÷ 1,4). Do đó, áp suất có ích trung bình của những động cơ không

tăng áp tương đối lớn.

Động cơ làm việc êm vì tốc độ tăng áp suất W nhỏ.

Hệ thống nhiên liệu làm việc nhẹ nhàng, ít hư hỏng do áp suất phun nhiên

liệu thấp (vòi phun thường là kiểu vòi phun một lỗ với áp suất phun khoảng 90 ÷

120 kG/cm2

).

Động cơ khi hoạt động ít chịu ảnh hưởng của điều kiện môi trường và chất lượng

nhiên liệu.

Nhược điểm của loại động cơ này là:

- Suất tiêu hao nhiên liệu lớn do mất mát nhiệt nhiều (vì diện tích làm mát

tương đối của buồng đốt lớn).

- Động cơ khó khởi động nên thường phải bố trí thêm bugi sấy.

- Dễ nảy sinh ứng suất nhiệt.

- Cấu tạo phức tạp.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 158 - Buồng cháy dự bị:

Động cơ có buồng cháy dự bị (còn được gọi là buồng dự cháy) chỉ áp dụng cho

những động cơ có kích thước xilanh nhỏ D < 300 mm trong đó toàn bộ thể tích của

buồng cháy được chia làm hai phần: Buồng dự cháy được đặt trên nắp xilanh, còn

buống cháy chính được giới hạn bởi nắp xilanh, đỉnh piston và thành vách sơmi

xilanh. Giữa buồng cháy phụ và buồng cháy chính được nối với nhau bằng một

hay một vài lỗ nhưng tổng diện tích tiết diện lưu thông của các lỗ này chỉ được phép

bằng 0,5 ÷ 1% diện tích đỉnh piston. Thể tích của buồng cháy phụ vào khoảng 15 ÷

30% toàn bộ thể tích buồng cháy. Kết cấu của buồng cháy phụ có thể có dạng hình

cầu, hình ôvan hay hình dạng của một vật tròn xoay.

Trong những động cơ có buồng dự cháy, ở qúa trình nén, không khí từ buồng

cháy chính bị đẩy vào buồng cháy dự bị. Sự chuuyển động của dòng khí qua các lỗ

nhỏ với tốc độ lớn sẽ gây ra chyển động rối của không khí trong buồng dự cháy, tạo

điều kiện tốt để hòa trộn đều với nhiên liệu khi phun vào buồng dự cháy. Khi nhiên

liệu được phun vào buồng dự cháy đã bốc cháy, do thể tích buồng dự cháy nhỏ nên

sự cháy xảy ra bị thiếu không khí. Qúa trình cháy nhiên liệu làm cho áp suất trong

buồng dự cháy tăng lên, phần nhiên liệu chưa cháy hết và khí cháy sẽ được phun

vào buồng cháy chính với tốc độ lớn. Sự chuyển động mạnh của dòng khí qua các lỗ

nhỏ đã tạo điều kiện tốt để xé tan nhiên liệu chưa cháy thành những hạt nhỏ hòa

trộn với không khí trong buồng cháy chính và tiếp tục được cháy hết trong

buồng cháy chính này. (Hình 3-13).

Hình 3-13 Buồng dự cháy.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 159

Ưu điểm của loại động cơ có buồng dự cháy này là: áp suất phun nhiên liệu

thấp (80÷150 kG/cm2

) nên hệ thống nhiên liệu làm việc nhẹ nhàng, động cơ có

thể làm việc với hệ số dư lượng không khí α nhỏ (α = 1,5 ÷ 1,7), tốc độ tăng áp

suất và áp suất cháy lớn nhất Pz thấp nên động cơ làm việc tương đối êm, động cơ có

thể sử dụng nhiều loại nhiên liệu và ít chịu ảnh hưởng của tốc độ quay động cơ. Vòi

phun sử dụng cho loại động cơ này thường là vòi phun kiểu chốt có kết cấu khá đơn

giản.

Nhược điểm của loại động cơ có buồng dự cháy này là kết cấu buồng cháy

phức tạp, diện tích bề mặt làm mát tương đối của buồng đốt lớn, do đó mất mát

nhiệt cho nước làm mát nhiều, suất tiêu hao nhiên liệu lớn, tính kinh tế của động cơ

giảm. Ngoài ra các loại động cơ có dạng buồng cháy này rất khó khởi động. Để đảm

bảo khởi động động cơ, thông thường ta phải lắp thêm thiết bị mồi lửa đặc biệt.

Buồng cháy đặc biệt:

Trong hầu hết các động cơ diesel, nhiên liệu khi phun vào buồng đốt đều không

được phép bám lên các vách buồng đốt và đỉnh piston, nhưng ở động cơ có buồng

cháy đặc biệt, nhiên liệu khi phun vào buồng đốt lại được láng một lớp mỏng

lên vách buồng đốt, mà buồng đốt này được bố trí ngay trong đỉnh piston. (Hình

3-14).

Hình 3-14 Buồng cháy đặc biệt

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 160 Phương pháp tạo hỗn hợp kiểu này có thể được áp dụng cho những động cơ

có đường kính xilanh không lớn lắm. Nguyên lý tạo hỗn hợp kiểu này như sau:

Trên đỉnh piston có cấu tạo một buồng cháy phụ. Vòi phun lắp trên động cơ là

vòi phun nhiều lỗ. Nhiên liệu một phần phun vào buồng cháy chính và một phần

được phun vào buồng cháy phụ. Phần nhiên liệu phun vào buồng cháy phụ bám vào

vách buồng cháy thành từng lớp. Do nhiệt độ của đỉnh piston khá cao và khả năng

truyền nhiệt từ vách kim loại vào nhiên liệu nhanh hơn so với từ không khí nén

nên lượng nhiên liệu này nhanh chóng hóa hơi. Mặt khác, piston chuyển động tạo

ra vận động xoáy lốc mạnh của dòng khí càng có tác dụng thúc đẩy qúa trình bay

hơi và hòa trộn giữa không khí và nhiên liệu tốt hơn.

Ưu điểm của phương pháp tạo hỗn hợp kiểu này là động cơ làm việc êm, tốc độ

tăng áp suất thấp. Tuy nhiên do kết cấu buồng cháy và đặc biệt là đỉnh Piston phức

tạp nên nó thường chỉ được áp dụng cho những động cơ có kích thước xi

lanh nhỏ D= 70 ÷ 230mm.