CÁC THÔNG SỐ CHỈ THỊ VÀ CÓ ÍCH CỦA

ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG

4.1 Đồ thị công chỉ thị.

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

suất và thể tích của xilanh trong một chu trình công tác. Đồ thị công chỉ thị có thể

được xây dựng bằng tính toán hay đo trực tiếp trên động cơ. Nếu đồ thị công chỉ thị

được đo trực tiếp trên động cơ bằng thiết bị đo dồ thị công thì được gọi là đồ thị

công chỉ thị thực tế.

Hình (4-1) là đồ thị công chỉ thị của động cơ diesel 4 kỳ. Đặc điểm của đồ thị

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

Đối với động cơ diesel 2 kỳ (Hình 4-2) thì có một phần hành trình bị tổn thất.

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

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

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 162 Sau đây chúng ta sẽ trình bày phương pháp xây dựng đồ thị công chỉ thị bằng

tính toán:

Để xây dựng đồ thị công chỉ thị bằng tính toán, trước hết ta xác định các điểm

đặc biệt của chu trình: a(Pa,Va); b(Pb,Vb); c(Pc,Vc); z1(Pz1,Vc); z(Pz,Vz).

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

Đường đẳng tích: cz1.

Đường đẳng áp: z1z.

Đường đẳng tích: ba.

Để xây dựng đường cong nén và đường cong giãn nở, ta tiến hành như sau:

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

Áp suất PX1 tương ứng trên đường cong nén được tính như sau:

1

1

1 .

x

a

ax

V

V

PP ⎟

⎟

⎠

⎞

⎜

⎜

⎝

⎛

=

Giá trị áp suất PX2 nằm trên đường giãn nở bằng:

ab

x

bx VV

V

V

PP = ⎟

⎟

⎠

⎞

⎜

⎜

⎝

⎛

= ;.

2

2

Bằng cách chọn giá trị Vx và tiến hành tính toán tương tự ta sẽ xác định được

các điểm trên đường cong nén và đường cong giãn nở. Nối các điểm này với

nhau bằng một đường cong trơn ta sẽ được đường cong nén và đường cong giãn nở

của chu trình công tác.

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

Để cho tiện, thường chọn tỷ lệ xích trên trục tung là mp (kG/cm2

/mm).

Còn tỷ lệ xích trên trục hoành là mv (cm3

/mm).

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 163 Việc xây dựng đồ thị công chỉ thị cho động cơ 2 kỳ và 4 kỳ là như nhau. Nhưng

với động cơ 2 kỳ thì thể tích Va được tính là:

( ) s sca VVV ψ − + = 1.

S ψ : là hệ số tổn thất hành trình, S

h

S

ψ =

So với đồ thị công chỉ thị thực tế, đồ thị công chỉ thị tính toán có những điểm

khác biệt như sau:

Do trong tính toán ta chọn giá trị n1, n2 là không đổi do đó đường cong nén

và đường cong giãn nở sẽ khác với đường cong nén và đường cong giãn nở có n1, n2

thay đổi.

Tại các điểm đặc biệt a, b, c, z1, z của đồ thị công chỉ thị thực tế là những

đường cong liên tục. Vì vậy sau khi xây dựng đồ thị theo phương pháp trên ta phải

lượn góc các điểm này bằng những đường cong. Như vậy giữa đồ thị công trước và

sau lượn góc sẽ có diện tích khác nhau được đánh giá bằng hệ số lượn góc.

Hệ số lượn góc là d ϕ được định nghĩa là:

c

d

F

F1

= ϕ

Trong đó: F1: Diện tích đồ thị công sau khi lượn góc.

Fc: Diện tích đồ thị công khi chưa lượn góc.

4.2. Áp suất chỉ thị và có ích bình quân

Khi xem xét một chu trình công tác thực tế, chúng ta có thể đánh giá sự hoàn

thiện của chu trình về mặt lợi dụng nhiệt, có liên quan đến mức độ hoàn thiện của các

qúa trình riêng biệt trong đó thông qua các thông số: áp suất chỉ thị trung bình, công

suất chỉ thị và hiệu suất chỉ thị.

4.2.1 Áp suất chỉ thị bình quân

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

tích công tác của xilanh.

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

quân tung độ diện tích đồ thị công chỉ thị chia theo hành trình có ích của piston.

(Hình 4-4).

Hình 4-4 Đồ thị công chỉ thị và áp suất chỉ thị bình quân

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 164 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 165

Nếu gọi công mà chất khí thực hiện được trong một chu trình là Li thì áp suất

chỉ thị bình quân được tính:

4

.10

S

L

V

= (kG/cm2

) (4-1)

Áp suất chỉ thị bình quân có thể được xác định bằng tính toán hay đo trực

tiếp trên động cơ làm việc. Trong tính toán, sau khi xây dựng được đồ thị công chỉ

thị và tiến hành lượn góc các điểm đặc biệt ta xác định được Pi khi tính toán:

.

F

l

= (4-2)

Trong đó: F: là diện tích đồ thị công chỉ thị tính toán sau khi đã lượn góc (mm2

mp: là tỷ lệ xích trên trục tung (kG/cm2

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

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

diện tích đồ thị và xác định được giá trị

'

p gọi là áp suất chỉ thị bình quân của chu trình

sau khi lượn góc.

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

Đối với động cơ 4 kỳ:

'

.

id i

pp ϕ =

Trong đó d ϕ là hệ số lượn góc (hay hệ số điền đầy đồ thức):

Động cơ 4 kỳ: d ϕ = 0,95 ÷ 0,97

Đối với động cơ 2 kỳ:

'

.(1 ) idi S pp ϕ ψ =−

Ở đây: đối với động cơ 2 kỳ quét thẳng: d ϕ = 0,94 ÷ 0,96

Trong động cơ diesel 2 kỳ quét vòng, do phần diện tích baa' không được tính

vào diện tích của đồ thị công chỉ thị (Hình 4-5). Vì vậy phần diện tích này đủ bù cho

các phần diện tích bị mất đi do lượn góc tại các điểm đặc biệt. Do đó với loại động

cơ này ta chọn d ϕ = 1.

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

z

c

a'

a

P

V

z'

k

Vc Vs Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 166

Trong thực tế, đồ thị công chỉ thị của động cơ thấp tốc có thể được xác định

bằng một thiết bị đo đồ thị công gọi là indicator. Khi đó ta sẽ có áp suất chỉ thị trung

bình thực tế.

Phương pháp tính toán bằng lý thuyết để xác định áp suất chỉ thị trung bình

được áp dụng như sau:

Gọi Li là công thực hiện của chất khí trong một chu trình công tác. Ở đây cần

lưu ý là các công trong hành trình bơm của động cơ 4 kỳ được tính vào công tiêu

hao cho cơ giới. Khi đó ta có:

Li = Lz1z + Lzb - Lac (4-3)

Công của chất khí thực hiện trên đoạn z1z được tính:

( ) zzzzzzzzz

VVPVPVPL − =−= 1 11 1

...

Công mà chất khí thực hiện trên đoạn zb là công của qúa trình đa biến và được

tính:

() bbzz zb VPVP

L ...

1

1

2

−

−

=

Công trên đoạn ac là công của qúa trình nén đa biến, do đó được tính:

() aacc ac VPVP

L ...

1

1

1

−

−

=

Do đó:

21

11

Z Zbb CCaa

iZZC

PV PV PV PV

LpVV

−−

=−+ −

−−

(4-4)

Áp suất chỉ thị trung bình của chu trình chưa lượn góc sẽ là:

4

.10

S

L

V

= (kG/cm2

Trong công thức này: Li được đo bằng kg.m

Vs được đo bằng m3

.

Thay các giá trị sau vào công thức (4-4):

c z

PP . λ = ;

2 2

.

c

z

P P

P

δ

λ

δ

==

1 n

c

a

P

P

ε

=

ρ =

c

z

V

V

ε =

c

a

V

V

Ta có:

[ ) 2

'

21

.111

( 1 .(1 ) .(1 )]

1111

c

nn 1

1

λ ρ

λρ

εδ

=−+−−−

−−−− ε −

(kG/cm2

) (4-5)

Áp suất chỉ thị trung bình (bình quân) của chu trình là một trong những thông

số quan trọng để kiểm tra qúa trình sinh công và phụ tải của động cơ. Trong khi

động cơ làm việc bình thường, việc xác định Pi cho phép đánh giá chất lượng làm

việc cũng như sự đồng đều trong qúa trình công tác của các xilanh. Ngoài ra các

xilanh làm việc không bình thường, hay sau khi điều chỉnh, thay thế bơm cao áp,

sau sửa chữa và thay thế các chi tiết nhóm piston-xilanh, sau khi chuyển sang sử dụng loại nhiên liệu khác, hay tải động cơ thay đổi v.v... thì cần phải xác định lại

giá trị Pi. Giá trị áp suất chỉ thị bình quân của các xilanh động cơ bình thường

không được vượt qúa 2,5% giá trị áp suất trung bình bình quân của toàn bộ động

cơ được tính như sau:

PPP

P in ii

+ + +

=

...

21

Trong đó: Pi1, Pi2...Pin là áp suất chỉ thị bình quân của xilanh số 1, số 2,...,số n.

n là số xilanh của động cơ.

Việc xác định áp suất chỉ thị bình quân của chu trình bằng việc đo đồ thị công

chỉ thị thực hiện đối với các động cơ thấp tốc. Đối với các động cơ trung tốc và cao

tốc do tốc độ vòng quay cao nên khó có thể đo được đồ thị công. Do vậy đối với

các loại động cơ này, để đánh giá phụ tải của các xilanh và sự làm việc đồng đều

của nó, người ta sử dụng một thông số khác, đó là: áp suất trung bình theo thời gian,

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

Hình 4-6 Đồ thị công khai triển.

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

L

F

P . =

Trong công thức trên:

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

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

mp là tỷ lệ xích (kG/cm2

Giữa áp suất trung bình theo thời gian và áp suất chỉ thị bình quân Pi có sự khác

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

hành trình bơm nên Pt < Pi.

4.2.2 Áp suất có ích bình quân

Áp suất chỉ thị bình quân là một thông số được đo (hoặc tính toán) ở trong

xilanh động cơ nhưng nếu quy về vị trí tại đầu ra của trục khuỷu động cơ thì ta phải

tính đến phần tổn hao cho các tổn thất cơ giới.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 167 Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 168

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

đó áp suất có ích bình quân được tính:

Pe = Pi - Pm

Trong đó Pe là áp suất có ích bình quân.

Các tổn thất cơ giới của động cơ bao gồm:

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

v.v...

- Các tổn thất cho ma sát.

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

Sự khác biệt giữa Pe và Pi còn có thể được đánh giá thông qua một thông số

khác, đó là hiệu suất cơ giới m η :

P

P

= η

Vậy: .

pp m η = (4-6)

4.3 Công suất chỉ thị và có ích của động cơ:

4.3.1 Công suất chỉ thị: (Ni [KW], [CV], [HP], [BHP])

Công suất chỉ thị là công suất được xác định trong xilanh của động cơ.

Công suất là công sinh ra trong một đơn vị thời gian. Do đó, để xác định công

suất chỉ thị, ta cần phải bắt đầu từ công chỉ thị của động cơ.

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

chu trình

4

..10 iiS LpV = (Kg.m)

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

S

D Vs

.

4

.

2

=

D: Đường kính xilanh (m)

S: Hành trình piston (m)

Khi đó công chỉ thị của một vòng quay là:

VP

L si vq

4

10..

=

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

Với động cơ 2 kỳ: m = 1

Công của n vòng quay sẽ là:

nVP

L si n

4

10...

=

, trong đó n là số vòng quay (vòng).

Với động cơ có số xilanh là i, khi đó ta có công chỉ thị của động cơ với n vòng

quay sẽ là: Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 169

inVP

L si dc

4

10....

=

Nếu n ở trên được tính trong một đơn vị thời gian (vòng/phút), ta có công

thức tính công suất của động cơ như sau:

4 2

...10 .

..

4 60.75.

pni D NS

= (mã lực chỉ thị)

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

75 là hệ số chuyển đổi sang mã lực.

Vậy:

2

....

0,785.

0, 45.

DSnip

N

= (mã lực chỉ thị) (4-7)

Trong công thức trên

D: Đường kính xilanh (m)

S: Hành trình piston (m)

n: Tốc độ quay của động cơ (vòng/phút)

i: Số xilanh của động cơ

m: Hệ số kỳ:

+ Động cơ 4 kỳ: m = 2

+ Động cơ 2 kỳ: m = 1

pi: Áp suất chỉ thị bình quân (kG/cm2

Với động cơ cụ thể các giá trị D, S, i là hằng số. Do đó ta có thể viết:

Ni = K.pi.n

Trong đó:

2

..

0,785.

0,45.

DSi

K

=

Công suất có ích: Ne

Công suất có ích là công suất được xác định tại mặt bích đầu ra của trục khuỷu của

động cơ. Công suất có ích bằng công suất chỉ thị trừ đi các tổn thất cho cơ giới và

được tính như sau:

Ne = Ni - Nm

Trong đó: Nm là công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới.

Hoặc là: .

NN m η =

Trong đó m η là hiệu suất cơ giới.

Chú ý rằng: .

PP m η =

Vậy:

PinSD N e

.45,0

....

.785,0

2

= (mã lực có ích ) (4-8)

Hay: Ne = K.pe.n (mã lực có ích) (4-9)

4.3.3 Công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới

eim NNN −=

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

- Công suất tiêu hao cho ma sát

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

- Công suất tiêu hao trong các hành trình bơm trong các động cơ bốn kỳ.

Với một động cơ cụ thể, công suất tiêu hao cho các tổn thất cơ giới phụ thuộc

vào tốc độ quay của động cơ theo quan hệ sau:

β

nANm . =

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

Giá trị của β thường năm trong khoảng sau:

- Động cơ cao tốc: β = 1,5 ÷ 2,0

- Động cơ thấp tốc: β = 1,2 ÷ 1,2

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

4.4.1 Hiệu suất nhiệt

- Hiệu suất nhiệt ηi là hiệu suất chỉ tính đến nhiệt lượng cấp vào Qcap và

nhiệt lượng thải Qthai tất yếu cho nguồn lạnh mà không tính đến bất kì một tổn thất

nhiệt nào khác

cap

cap

thai

cap

thai cap

Q

Q

Q

Q

Q

QQ

=−=

−

= 1 η (4-10)

4.4.2 Hiệu suất chỉ thị

- Hiệu suất chỉ thị ηi tính đến cả tổn thất nhiệt cho nguồn lạnh (tổn thất nhiệt

cho khí xả) và các tổn thất khác như cháy không hoàn toàn, tổn thất cho nước làm

mát, môi trường: Qmat.

cap

cap

mat thai cap

Q

Q

Q

QQQ

=

−−

= η (4-11)

Trong đó Qi là phần nhiệt lượng biến thành công suất chỉ thị.

N Q .3,632 =

Trong đó: Ni là công suất chỉ thị [mã lực]

632,3 là hệ số quy đổi từ mã lực thành kcal.

Hnl cap QGQ . =

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

QH là nhiệt trị thấp nhất của nhiên liệu [kcal/kg]

Khi đốt cháy 1 kg nhiên liệu có nhiệt trị thấp là QH [kcal/kg], hiệu suất chỉ thị

được tính là:

H

Hnl

Q

N

QG

N .3,632

.

.3,632

= = η (4-12)

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 170 4.4.3 Hiệu suất có ích

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

cơ giới trong động cơ

cap

cap

cogioi mat thai cap

Q

Q

Q

QQQQ

=

− −−

= η (4-13)

Trong đó Qe là phần nhiệt lượng biến thành công suất có ích

e e N Q .3,632 =

Khi đốt cháy 1 kg nhiên liệu có nhiệt trị thấp là QH [kcal/kg], hiệu suất có ích

được tính là :

H

Hnl

Q

N

QG

N .3,632

.

.3,632

= = η (4-14)

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

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

4.4.4 Hiệu suất cơ giới

Quan hệ giữa hiệu suất có ích và hiệu suất chỉ thị được xác định thông qua

một đại lượng được gọi là hiệu suất cơ giới ηm

mie η η η . =

Do đó :

N

N

N

N −=== 1

η

η

η (4-15)

hoặc :

P

P

P

P

−== 1 η

Trong đó Pm là áp suất quy ước chi phí cho các tổn thất cơ giới.

4.4.5 Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị gi

nl

N

G g = [kg/(mlct.h)] hoặc [g/(mlct.h)]

Trong đó: Gnl [kg/h] là lượng nhiên liệu tiêu thụ trong một giờ để sinh ra công

suất chỉ thị Ni [mã lực]

Mặt khác, trong một giờ tăng áp lại có:

HiHnl

QgQG

N

.

3,632

.

.3,632

= = η

Do đó có thể tính gi thông qua ηi như sau:

Hi

Q

.

3,632

η

= (4-16)

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 171 4.4.6 Suất tiêu hao nhiên liệu có ích ge

N

G g = [kg/(mlci.h)] hoặc [g/(mlci.h)]

Trong đó: Gm [kg/h] là lượng nhiên liệu tiêu thụ trong một giờ để sinh ra công

suất có ích Ne [mã lực]

Mặt khác, trong một giờ ta lại có:

He Hnl

QgQG

N

.

3,632

.

.3,632

= = η

Do đó có thể tính ge thông qua ηe như sau:

He

Q

.

3,632

η

= (4-17)

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

Để đánh giá tính kinh tế của động cơ cần phải căn cứ vào suất tiêu hao nhiên

liệu chỉ thị g. Giá trị gi biến đổi phụ thuộc vào nhiều thông số. Một trong những

thông số cơ bản đó là phụ tải của động cơ, được đánh giá thông qua áp suất chỉ thị

bình quân Pi.

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

sau đây:

Hi

Qg .

3,632

= η (4-18)

Và:

cap

Q

Q = η (4-19)

Xét trong trường hợp đốt 1kg nhiên liệu ở hệ số dư lượng không khí α đã cho,

tăng áp có:

LAQ . =

Trong đó A là đương lượng nhiệt của công:

427

1

= A

Mà công chỉ thị của một chu trình:

4

10.. sii

VPL =

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

công tác.

Gọi ΣVs là tổng thể tích công tác của xi lanh do piston tạo ra sau nhiều hành

trình để đốt cháy hết 1 kg nhiên liệu.

Khi đó: ∑ = 4

10..

VPL

Do đó:

427

10..

.

4

∑ == si

VP

LAQ

Từ công thức:

∑

∑ ==

V

V

V

V

η

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 172 ta có:∑ ∑ =

V

V

η

Do đó:

VPVP

Q

η .427

10..

427

10..

4 4

∑ ∑ = =

Ta lại có : (vì Gnl = 1kg) HHnl cap QQGQ == .

Vậy :

HiHn

H

QgQ

VP

Q

Q

.

3,632

..427

10..

4

= == ∑

η

η

Suy ra :

∑∑ = =

VPVP

.

.27

10..

3,632..427

4

η η

(4-20)

Chú ý rằng ΣVs là thể tích không khí cần thiết để đốt cháy 1 kg nhiên liệu.

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

o oo TLVP .848.. =

Suy ra :

P

TL

V

.848.

=

Chuyển thứ nguyên của P0 từ (kG/cm2

) sang (kG/m2

), khi đó :

4

10.

.848.

P

TL

V =

Thay ΣVs = V0 ở trên vào công thức (4-20) ta được :

TLP

P

.848..

10...27 4

η

=

Vậy:

TLP

P

.848..

10...4,318 4

η

= (4-21)

Đối với động cơ có tăng áp, ta chỉ cần thay các thông số trước cửa nạp là Ps, Ts

Khi đó :

pTL

...

..4,318

α

η

= (4-22)

- Đối với động cơ hai kỳ, khi sử dụng công thức trên, hệ số nạp trong đó

phải tính đến tổn thất hành trình.

- Mối quan hệ giữa gi và pi như trong các công thức trên là tỷ lệ nghịch,

nhưng trên thực tế khi muốn tăng p thì phải tăng lượng nhiên liệu làm hệ số dư

lượng không khí α giảm, do đó gi chưa hẳn đã giảm.

Khi xem xét trên đặc tính phụ tải, khi tăng pi giai đoạn đầu thì gi giảm. Tiếp

theo do hệ số dư lượng không khí α giảm, tổn thất nhệt giảm, chất lượng quá trình

cháy tốt dẫn tới gi đạt giá trị cực tiểu. Nếu tiếp tục tăng pi thì hiệu quả quá trình cháy

giảm do hệ số dư lượng không khí α giảm nhiều gây thiếu không khí. Trong giai

đoạn này suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị gi tăng.

4.6 Cân bằng nhiệt động cơ Diesel

4.6.1 Khái niệm chung

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 173 Khi động cơ diesel hoạt động, nhiên liệu cung cấp vào xi lanh động cơ và được đốt

cháy trong đó. Phần nhiệt lượng do nhiên liệu cháy toả ra không được chuyển hoàn

toàn thành công mà người tăng áp phải tính toán, đánh giá chính xác thành phần

năng lượng bị tổn thất và những nguyên nhân nào đó.

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

có những biện pháp để hạn chế hoặc để lợi dụng chính những tổn thất đó. Việc hạn

chế hoặc lợi dụng các tổn thất nhiệt trong diesel thường kèm thao các thiết bị hoặc

hệ thống thiết bị, do đó khi đánh giá chính xác tổn thất người ta mới có những cơ sở

để đặt những thiết bị hoặc hệ thống đó. Cân bằng nhiệt động cơ còn giúp cho chúng

tăng áp kiểm tra lại các tính toán trong bài toán thuận nói trên.

4.6.2 Phương trình cân bằng nhiệt

Phương trình cân bằng nhiệt được viết :

Q0 = Qe+ Qlm + Qkx + Qck +Qcl (4-23)

Trong đó :

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

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

Qlm : Nhiệt lượng do nước làm mát mang ra

Qkx : Nhiệt lượng do khí xả mang ra

Qck : Nhiệt lượng do cháy không hoàn toàn nhiên liệu

Qcl: Tổng cộng các thành phần mất mát còn lại không tính toán cụ thể được.

Viết phương trình dưới dạng phần trăm:

%100 =++++ clckktlme qqqqq (4-24)

Các thành phần được tính toán: Qo = Gnl.QH

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

QH

: Nhiệt trị thấp của nhiên liệu (Kcal/kg) hay (Kj/kg)

() ( ) 21 21 .. .. dddd nnnnlm ttCGttCGQ − +− = (4-25)

Trong đó: : Lưu lượng và nhiệt dung riêng của nước và dầu nhờn. dndn CCGG ,,,

2112 ,,, ddnn tttt : Nhiệt độ nước và dầu nhờn khi vào và ra khỏi động cơ.

kkkk

pkk

kxkx

pkxkx tCGTCGQ .... − = (4-26)

Trong đó:

kxkx

pkx TCG ,, : lưu lượng, nhiệt dung riêng và nhiệt độ khí cháy sau tổ hợp tua bin

khí máy nén hoặc ở ống xả với động cơ không tăng áp.

kkkk

pkk tCG ,, : lưu lượng, nhiệt dung riêng và nhiệt độ của không khí sạch trước

máy nén tăng áp hoặc ống hút của động cơ không tăng áp. Thông thường:

qe : 29 ÷ 42%

qlm : 15 ÷ 35%

qkx : 25 ÷ 45%

qck : 0 ÷ 5%

qcl : 2 ÷ 5%

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 174 CHƯƠNG 5

QUÁ TRÌNH TRAO ĐỔI KHÍ Ở ĐỘNG CƠ HAI KỲ

5.1 Các đặc điểm của quá trình

Mục đích của quá trình trao đồi khí trong động cơ diesel nói chung và hai kỳ

nói riêng là thải hết khí cháy trong xi lanh và thay thế bằng không khí sạch. Động cơ

diesel hai kỳ không có các hành trình thải và hút cưỡng bức; do đó, không khí nạp

phải được nén bằng thiết bị phụ để đạt được áp suất lớn hơn áp suất khí cháy trong

xilanh động cơ.

Để đảm bảo tốt nhất quá trình trao đổi khí, động cơ hai kỳ cần phải được đảm

bảo các yêu cầu sau đây:

- Đóng mở hợp lý các cửa nạp và cửa xả.

- Các cửa nạp và cửa xả phải có hình dạng hợp lý đối với dòng chảy khí

động học.

- Các thiết bị cung cấp khí xả và tận dụng nhiệt khí xả phải đảm bảo đủ khả

năng lưu lượng với yêu cầu cần thiết.

5.2 Các giai đoạn của quá trình trao đổi khí

Toàn bộ diễn biến quá trình trao đổi khí được chia thành ba giai đoạn (hình 5.1)

Hình 5.1 Các giai đoạn của quá trình trao đổi khí

- Giai đoạn 1: bg được gọi là giai đoạn xả tự do, trong đó b là thời điểm mở

cơ cấu xả, còn g là thời điểm áp suất khí cháy trong xi lanh động cơ đạt giá trị thấp

nhất. Trong giai đoạn này, khí xả tự thoát ra khỏi xi lanh nhờ năng lượng ban đầu và

quán tính của dòng chảy với tốc độ khoảng 1000 m/s. Giai đoạn này diễn ra rất

thuận lợi và được chia làm hai pha: pha xả trên tới hạn bk và pha xả dưới tới hạn

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 175 kg. Điểm phân biệt giữa hai pha là k mà tại đó áp suất trong xi lanh đạt tới giá trị tới

hạn:

βk = pk/pb

Trong đó:

βk = 0,528 với khí hai nguyên tử,

βk = 0,546 với khí ba nguyên tử,

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

- Giai đoạn 2: g-e-f được gọi là giai đoạn quét khí và nạp trong đó f là thời

điểm đóng cơ cấu nạp. Trong giai đoạn này, không khí nạp với áp suất pk lớn hơn áp

suất khí cháy trong xi lanh bắt đầu tràn vào để nạp và quét khí cháy còn chưa ra

khỏi xi lanh trong giai đoạn 1. Vào cuối giai đoạn 2, khi mà cửa quét đóng gần hết,

cửa xả vẫn còn mở, áp suất (của hỗn hợp không khí và khí cháy) trong xi lanh giảm.

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

đóng cửa xả. Trong giai đoạn này, không khí nạp không còn cấp vào xi lanh nhưng

cửa xả vẫn mở, nên không khí nạp thoát ra ngoài qua cửa xả.

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

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

tế, kỹ thuật của động cơ.

5.3 Thời gian tiết diện trao đổi khí

5.3.1 Khái niệm đồ thị thời gian tiết diện

Đồ thị về sự thay đổi tiết diện cửa quét và cửa xả theo vị trí của piston hoặc góc

quay trục khuỷu hoặc thời gian gọi là đồ thị thời gian tiết diện. Về trị số, thời gian

tiết diện được tính theo công thức:

() () tdtfF ∫= [m2

.s] (5.1)

Đồ thị được biểu diễn trên hệ tọa độ Đê-các với trục tung là trị số tiết diện cửa

quét hoặc cửa xả f(m2

), trục hoành là thời gian τ (s) hoặc góc quay trục khuỷu φ.

5.3.2 Xây dựng đồ thị thời gian tiết diện

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

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

xả là h1 và cửa nạp là h2:

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

OO' với độ dài OO' = R2

/(2L) để hiệu chỉnh ảnh hưởng của chiều dài tay biên

đến mối quan hệ giữa vị trí piston và góc quay trục khuỷu. Vẽ bán kính OA5

theo phương thẳng đứng trong đó A5 được xem như điểm chết dưới. Từ A5 lấy

về phía O một đoạn có độ dài hi (hi = h1 hoặc h2), qua đó kẻ đường nằm ngang

song song với tiếp tuyến của đường tròn tại A5 cắt nửa đường tròn tại A1 và A1'

(hình 5.2 a). Nối các điểm A1 và A1' với điểm O' rồi từ O kẻ các đường OA0 và

OA0' song song với O'A1 và O'A1'. Góc φ = A0OA0' = A1O'A1' chính là góc

mở toàn bộ cơ cấu nạp hoặc xả, điểm A0 tương ứng với vị trí piston bắt đầu

đóng cửa xả (nếu hi =h1). Tiếp tục chia góc φ thành các giá trị trung gian φi rồi

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 176 từ các giá trị này, kẻ các đường song song với A1A1'. Khoàng cách hx chính là

chiều cao cửa xả tương ứng với góc quay trục khuỷu φi, từ giá trị này ta tính

được diện tích tiết diện cửa xả tương ứng với góc quay trục khuỷu φi. Đặt các

giá trị này lên trục toạ độ có trục tung là diện tích (m2

), trục hoành là góc quay

trục khuỷu (độ g.q.tr.kh). Tương tự nếu h1 =h2 ta vẽ được đồ thị thời gian tiết diện

của cửa quét.

Hình5.2 Đồ thị thời gian thiết diện

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

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

- F1 pha xả tự do, quyết định làm giảm áp suất khí cháy trong xi lanh thấp hơn

áp suất không khí nạp vào thời điểm mở xupap nạp.

- F2 pha nạp, cùng với F3 pha xả cưỡng bức, quyết định lượng không khí nạp

vào xi lanh, chất lượng quét sạch xi lanh và chi phí không khí cho việc quét sạch khí

cháy trong xi lanh động cơ.

- F4 pha tổn thất nạp, làm mất một phần không khí nạp theo đường xả. Cần hạn

chế hoặc loại bỏ pha này.

5.3.4 Đánh giá chất lượng quá trình trao đổi khí

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

- Lượng khí cháy tức thời còn sót lại trong xi lanh động cơ ở thời điểm góc

quay trục khuỷu φ: Gks(φ) và khi kết thúc trao đổi khí Gks [kg];

- Lượng không khí nạp (sạch) đi qua cửa quét vào xi lanh động cơ ở thời điểm

góc quay trục khuỷu φ: Gk(φ) và khi kết thúc trao đổi khí Gkq [kg];

- Lượng không khí nạp (sạch) còn lại trong xi lanh động cơ ở thời điểm góc

quay trục khuỷu φ: Gk(φ) và khi kết thúc trao đổi khí Gkk[kh];

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

lanh động cơ khi diễn ra quá trình trao đổi khí trong động cơ. Đồ thị cho phép đánh

giá lượng chi phí không khí cho việc quét khí ở bất kỳ thời điểm nào bằng hiệu

Gkq(φ) và Gk(φ). Trên đồ thị cũng cho thấy sự thay đổi lượng khí cháy trong xi lanh

động cơ từ lúc bắt đầu mở cửa xả đến khi đóng hoàn toàn cửa xả. Sau giai đoạn xả

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 177 tự do, mới chỉ có khoảng một nửa lượng khí xả được xả ra ngoài. Không khí nén bắt

đầu cấp vào xi lanh động cơ, chiếm chỗ và thực hiện chức năng quét khí, đẩy khí

cháy ra khỏi xi lanh động cơ, làm cho lượng khí cháy tiếp tục giảm xuống. Trong

giai đoạn đầu cấp khống khí quét, không khí quét chỉ chiếm chỗ trong xi lanh mà

chưa ra theo đường khí cháy. Bắt đầu từ điểm k, một phần không khí quét ra ngoài

xi lanh theo khí xả và lượng [Gkq(φ) - Gk(φ)] cho phép đánh giá lượng chi phí

không khí sạch cho việc quét khí. Như vậy trong khoảng giá trị góc quay trục khuỷu

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

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

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

và nạp. Trong giai đoạn từ thời điểm gần đóng cửa quét đến khi đóng cửa xả, lượng

khí sạch còn lại trong xi lanh động cơ Gk(φ) giảm xuống do ảnh hưởng cùa tổn thất

nạp. Tổn thất nạp là pha không có lợi cho quá trình trao đổi khí. Các biện pháp được

áp dụng để hạn chế ảnh hưởng của pha này như: chọn phương án tăng áp, quét khí,

đặt các thiết bị phụ như bướm chắn ...

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

- Hệ số quét khí φa là tỷ số giữa lượng không khí nạp đã đi qua cửa quét vào xi

lanh động cơ Gkq với lượng không khí nạp còn lại trong xi lanh động cơ Gkk tính đến

thời điểm kết thúc quá trình trao đổi khí.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 178 kk

kq

a

G

G

= σ ; (5.2)

Trị số φa càng lớn có ý nghĩa là mất mát cho quá trình trao đổi khí càng lớn.

Điều này đặc biệt có ý nghĩa đối với bài toán cân bằng công suất của tổ hợp TBK-

MN khi tăng áp cho động cơ hai ký. Tuy nhiên cũng phải thừa nhận rằng trị số lớn

của φa ở một mức độ nào đấy sẽ làm giảm trạng thái nhiệt và do đó cả ứng suất nhiệt

các chi tiết nhóm piston xi lanh.

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

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

Với động cơ bốn kỳ φa = 1,0 ÷ 1,2

-Hệ số khí sót γr là tỷ số giữa lượng khí cháy còn sót lại trong xi lanh động cơ

Gs với lượng không khí nạp còn lại trong xi lanh động cơ Gkk tính đến cuối thời

điểm kết thúc quá trình trao đổi khí.

kk

G

G

γ = (5-3)

Trị số γr càng nhỏ thì chất lượng của quá trình quét khí càng lớn, quá trình

TĐK càng hoành thiện. Giá trị γr nhỏ cho thấy chất lượng khí sót còn lại trong xi

lanh ít và lượng khí sạch nạp vào xi lanh càng nhiều. Giá trị γr ảnh hưởng rất lớn đến

quá trình cháy diễn ra sau đó. Mỗi loại động cơ có giá trị γr khác nhau:

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

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

- Động cơ hai kỳ quét thẳng (B&W): γr = 0,04 ÷ 0,08

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

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

- Động cơ hai kỳ quét ngang: γr = 0,12 ÷ 0,14

Các yếu tố ảnh hưởng đến toàn bộ tuyến nạp-thải cũng như việc giảm áp suất

không khí quét đều ảnh hưởng trực tiếp đến γr.

- Hệ số nạp ηn là tỷ số giữa lượng không khí nạp còn lại trong xi lanh động cơ

Gkk với lượng không khí có thể chứa được trong thể tích công tác Vs với thông số

của không khí trước cửa nạp P0 và T0 (đối với động cơ không tăng áp) hoặc Ps và Ts

(đối với động cơ có tăng áp)

kk

G

G = η (5-4)

Giá trị ηn đánh giá khả năng sử dụng thể tích xi lanh trong quá trình trao đổi

khí. Khi ηn càng lớn thì hiệu quả sử dụng thể tích xi lanh trong quá trình trao đổi khí

càng cao, lượng không khí mới nạp vào xi lanh càng nhiều. Giá trị ηn phụ thuộc vào

từng loại động cơ.

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

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

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

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 179 -Hệ số dư lượng không khí nạp hình học φk là tỷ số giữa thể tích không khí

nạp do máy nén cung cấpVk(mn) (ở điều kiện áp suất pk và nhiệt độ Tk) trong thời

gian thực hiện một chu trình công tác của động cơ với thể tích công tác của các xi

lanh động cơ i.Vs (i là số xi lanh).

mnk

k

Vi

V

.

= ϕ (5-5)

Hệ số lưu lượng không khí nạp hình học φk phụ thuộc chủ yếu vào hệ thống

quét khí của động cơ và áp suất tăng áp pk.

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

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

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

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

trong động cơ hai kỳ:

Do đặc điểm của động cơ hai kỳ, quá trình trao đổi khí diễn ra mà không có

hành trình bơm riêng biệt như động cơ bốn kỳ, đồng thời quá trình diễn ra kèm theo

điều kiện không khí nạp phải được nén sơ bộ. Vì thế, việc sử dụng phương pháp

tăng áp cho động cơ hai kỳ có ảnh hưởng nhiều đến quá trình trao đổi khí. Chúng

tăng áp xem xét ảnh hưởng này qua hai phương pháp tăng áp chủ yếu là tăng áp

xung và tăng áp đẳng áp.

5.4.1 Trao đổi khí tăng áp xung.

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

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

a. Pha xả tự do

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

ống xả do sự chênh lệch áp suất. Vào thời điểm này, áp suất khí cháy trong xi lanh

pb = 4,5 kG/cm2

, còn áp suất khí xả trong ống xả sau xi lanh đang nhỏ hơn 1,4

kG/cm2

. Sự chênh lệch các trị số này (4,5 - 1,4 kG/cm2

) càng lớn bao nhiêu thì quá

trình xả khí cháy từ xi lanh càng mãnh liệt bấy nhiêu. Áp suất khí cháy trong xi lanh

giảm xuống rất nhanh, nhưng càng nhanh bao nhiêu thì áp suất khí xả trong đường

ống xả trước tua bin lại tăng nhanh bấy nhiêu. Vì đường ống xả có thể tích nhỏ, do

đó hình thành một xung áp suất và áp suất khí khí xả trong đó đạt tới 2,1 kG/cm2

.

HIện tượng xung khí xả xuất hiện trong đường ống xả sẽ làm giảm nhanh chóng độ

chênh lệch áp suất ban đầu. Đồng thời với sự giảm động chênh lệch áp suất ban đầu,

lượng khí xả chảy từ xi lanh sang ống xả sẽ giảm đi nhanh chóng. Ngay bản thân tua

bin, với khả năng thông qua không cao, nó sẽ hãm dòng chảy và làm áp suất khí xả

trong đường ống trước nó giảm xuống từ từ. Trong khoảng thời gian nào đó, ngay

trước khi mở cửa quét, sự chảy khí cháy từ xi lanh động cơ sau giai đoạn xả tự do

(đoạn bd) không giảm kịp đến áp suất không khí nạp trong bình chứa Ps. Như vậy

tại điểm d là điểm bắt đầu mở cửa quét (cửa nạp, trên đồ thị thời gian tiết diện), thực

tế khí quét đã không cấp được vào trong xi lanh động cơ mà phải đợi đến điểm bắt

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 180 đầu quét (điểm e) tương ứng với vị trí của piston mà tại đó áp suất không khí trong

bình chứa và khí cháy trong xi lanh bắt đầu cân bằng (Ps = Pxl). Pha xả tự do kết

thúc tại điểm e.

Sự chênh lệch áp suất khí cháy trong xi lanh động cơ với áp suất không khí

quét trong bầu nạp khi cửa quét đã mở cũng có thể gây ra hiện tượng khí xả đi

ngược vào bầu nạp hoặc gây mở muộn ở cửa nạp. Khi thiết kế tính toán, người ta

luôn cố gắng để hạn chế độ chênh lệch áp suất khi độ mở cửa nạp còn rất nhỏ để

tránh trào ngược khí xả vào bầu nạp.

Tuy nhiên trong khai thác, sự thay đổi của áp suất khí nạp, tình trạng tổ hợp

TBK-MN tăng áp cũng ảnh hưởng đến hiện tượng đó.

b. Pha xả cưỡng bức và quét khí

Pha trao đổi khí này diễn ra khi piston chuyển động từ vị trí ĐCT xuống ĐCD

khi áp suất không khí nạp trong bầu góp cân bằng với áp suất khí cháy trong xi lanh

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

áp suất khí cháy trong xi lanh, áp suất khí xả trong đường ống xả được sắp xếp theo

thứ tự thuận lợi nhất cho việc quét khí trong xi lanh: Ps > Pxl > Pl. Không khí nạp từ

bình chứa đi vào và đẩy khí cháy trong xi lanh ra đường xả và tất nhiên một phần

không khí sạch trộn lẫn với nó cũng ra ngoài ống xả. Pha quét khí kết thúc khi đóng

hoàn toàn các cửa quét.

c. Pha tổn thất nạp

Bắt đầu từ điểm d', khi kết thúc cấp không khí nạp nào xi lanh, piston tiếp tục

lên ĐCT và cửa xả còn đang mở. Một phần không khí nạp bị đẩy ra khỏi xi lanh

trong quá trình này, và như vậy đoạn d'b' là pha tổn thất nạp. Thực tế thì ở sơ đồ

trao đổi khí mà chúng tăng áp đang xem xét, chỉ trong giai đoạn d'a0 là giai đoạn

mà áp suất không khí nạp trong xi lanh động cơ cao hơn áp suất khí xả trong đường

ống xả sau xi lanh va không khí nạp có thể bị đẩy ra đường xả. Bắt đầu từ điểm a0,

xung áp suất khí xả trong đường ống xả cùa xi lanh nổ tiếp theo nối chung ống xả

với xi lanh đang xem xét, sẽ làm cho áp suất khí xả trong đường ống xả bắt đầu cân

bằng và cao hơn áp suất không khí nạp trong xi lanh. Không khí nạp trong xi lanh

không có khả năng tràn ra ngoài đuựơc nữa vì đã hình thành một "rào chắn" khí xả

bân ngoài cửa xả.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 181

Hình5.4 Quá trình trao đổi khí ở động cơ 2 kỳ tăng áp xung

Như thế, pha tổn thất nạp không phải là toàn bộ giai đoạn d'b' mà chỉ chiếm

một phần của nó là d'a0 < d'b'. Như vậy việc lựa chọn phương án tăng áp cho động

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

lượng quá trình TĐK.

5.4.2 Trao đổi khí tăng áp đẳng áp

Điểm đặc biệt của sơ đồ tăng áp này là ở chỗ khí xả được xả vào đường ống

góp khí xả chung có thể tích khá lớn mà nhờ đó các xung khí xả bị triệt tiêu và áp

suất khí xả trước tua bin sẽ ổn định.

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

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

a. Pha xả tự do

Giai đoạn này bắt đầu khi piston đi từ ĐCT xuống ĐCD và mở cửa xả (tại điểm

b), khí cháy trong xi lanh có áp suất cao hơn khí xả ở đường ống xả sau xi lanh, tạo

điều kiện cho nó tràn ra mãnh liệt. Tuy nhiên, sự thay đổi áp suất khí xả trong đường

ống xả ở giai đoạn này rất nhỏ và xung áp suất của khí xả tạo thành gần như không

có. Toàn bộ giai đoạn bd, khí xả liên tục chảy từ xi lanh sang đường ống xả và ở

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

khí cháy trong xi lanh động cơ. Hiện tượng trào ngược khí cháy vào bầu nạp là

không có.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 182

Hình5.5 Quá trình trao đổi khí ở động cơ 2 kỳ tăng áp đẳng áp

b. Pha xả cưỡng bức và quét khí

Bắt đầu tại điểm d khi piston đi xuống, mở cửa quét. Pha này diễn ra thuận lợi

ngay từ đầu do độ chênh lệch áp suất Ps >Pxl >Pl. Tuy nhiên, so với kiểu tăng áp

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

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

c. Pha tổn thất nạp

Bắt đầu khi piston đóng hoàn toàn cửa quét ở điểm d', một phần kkhi nạp bị

đẩy ra cửa xả khi piston đi lên ĐCT lúc này cửa xả vẫn chưa bị đóng lại. Khác với

kiểu tăng áp dạng xung, pha tổn thất nạp bắt đầu từ d' và kết thúc ở điểm b khi

piston hoàn toàn đóng cửa xả. Như vậy, sơ đồ tăng áp kiểu này không can thiệp làm

thay đổi thời gian tiết diện TĐK.

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

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

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

nạp khí mới vào trong xi lanh.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 183 Các động cơ diesel hai kỳ dưới tàu thuỷ hiện nay thường sử dụng một số dạng

quét khí sau:

Hình5.6 Sơ đồ trao đổi khí ở động cơ 2 kỳ

a. Quét vòng đặt ngang: (Hình 5.6a) ở các động cơ này cửa quét và cửa xả trên

sơmi xi lanh nằm đối diện nhau. Khí quét sẽ đi ngang qua sơmi xi lanh từ cửa quét

vòng lên trên và đi ra cửa xả ở phía đối diện. Hiệu suất của phương pháp quét khí

này thấp vì có nhiều khí quét đi thẳng từ cửa quét ra cửa xả.

b. Quét vòng đặt một bên: (Hình 5.6b) ở các động cơ này cửa quét và cửa xả nằm

cùng một phía của sơmi xi lanh. Khí quét đi vào trong sơmi xi lanh qua cửa quét

vòng lên trên đuổi khí cháy trong sơmi xi lanh ra ngoài qua cửa xả. Hiệu suất quét

của phương pháp này cao hơn quét ngang.

c. Quét thẳng qua xupáp: (Hình 5.6c) Ở các động cơ hai kỳ quét thẳng nằm trên

sơmi xi lanh và xupáp xả trên nắp sơmi xi lanh, các động cơ diesel hai kỳ thấp tốc

cỡ lớn của hãng MAN-B&W là động cơ hai kỳ quét thẳng loại này. Khí quét đi vào

sơmi xi lanh theo hướng tiếp tuyến nên không khí sẽ chuyển động xoáy dọc theo

vách sơmi xi lanh quét khí cháy ra ngoài. Chuyển động xoáy cùa dòng khí quét

trong sơmi xi lanh làm cho quá trình trao đổi khí hoàn thiện hơn. Hiệu suất quét của

phương pháp này cao nhất trong các phương pháp trên. hiệu suất

d. Quét thẳng qua cửa quét: (Hình 5.6d) phương pháp này áp dụng cho các động cơ

piston đối đĩnh. Trong trường hợp này cửa quét nằm phía dưới, cửa xả nằm phía trên

của sơmi xi lanh hoặc ngược lại.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 184 CHƯƠNG 6

TĂNG ÁP DIESEL TÀU THUỶ

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

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

Cơ sở lý luận của tăng công suất động cơ diesel tàu thuỷ có thể bắt đầu từ các

công thức cơ bản tính toán quá trình công tác của động cơ, như sau:

- Lượng không khí nạp vào các xi lanh của động cơ Gkk [kg(kk)/công tác];

kknskk ViG ρ η ... = (6-1)

trong đó:

Vs: thể tích công tác xi lanh

ηn: hệ số nạp

γkk: khối lượng riêng của không khí nạp vào động cơ

i: số xi lanh

- Lượng nhiên liệu phun vào các xi lanh trong một chu trình Gnl [kg(nl)/công

tác]

ct nl

qiG . = (6-2)

Trong đó:

i:số xi lanh

qct: lượng nhiên liệu cung cấp theo chu trình

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

oct

ct

Lq

L

.

= α (6-3)

- Công suất có ích của động cơ Ne [ ml - mã lực]:

inSDp

kN e

....

.

2

= (6-4)

trong đó:

k: hằng số

pe: áp suất có ích bình quân

D: đườmh kính xi lanh

S: hành trình piston

n:vòng quay

i: số xi lanh

m: hệ số kỳ, bằng 1 với động cơ hai kỳ, bằng 2 với động cơ bốn kỳ

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

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

hành trình piston S. Khi đó, thể tích công tác của xi lanh Vs = không.785D2

S sẽ

tăng lên.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 185 - Tăng số vòng quay n (v/p), công suất động cơ cũng có thể cũng sẽ tăng lên.

Khi tăng vòng quay, vấn đề khó khăn là tính toán cân bằng động và đảm bảo bôi

trơn.

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

kỳ (m = 2). Trên thực tế, động cơ hai kỳ có công suất lớn hơn từ 1,6 ÷ 1,8 công suất

động cơ bốn kỳ có cùng kích thước cơ bản.

Tất cả các phương án đã nêu trên, việc tăng công suất cho động cơ luôn kèm

theo việc tăng các kích thước của động cơ đồng thời với việc tăng lượng nhiên liệu

tiêu thụ cho động cơ.

Phương án tăng công suất dựa trên công thức (6.4) được đề cập sau đây là

phương pháp tăng nhiên liệu tiêu thụ Gm cho động cơ nhưng giữ nguyên kích thước

của động cơ, được gọi là tăng áp động cơ. Thuật ngữ "tăng áp" muốn nói đến vấn đề

tăng áp suất không khí nạp, nhưng bản chất của vấn đề tăng công suất trong mọi

truờng hợp là phải tăng lượng nhiên liệu tiêu thụ cho động cơ.

Trên cơ sở công thức (7.4), việc tăng Gm sẽ làm giảm hiệu suất chỉ thị của động

cơ ηi và sẽ làm giảm công suất chỉ thị của động cơ Ni. Hiệu suất chỉ thị ηi phụ thuộc

trực tiếp vào các điều kiện đảm bảo quá trình cháy nhiên liệu, trong đó yếu tố quan

trọng là tỷ lệ giữa lượng nhiên liệu và không khí cấp vào xi lanh động cơ. Chính vì

vậy, để tăng lượng nhiên liệu cấp vài xi lanh, người ta phài đồng thời tăng lượng

không khí cần thiết để đốt cháy nó.

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

kk

TR

.

= γ (6-5)

Theo công thức (6.5), để tăng lượng không khí nạp, phải tăng áp suất không khí

nạp ps, và giảm nhiệt độ Ts

Tăng công suất động cơ diesel bằng cách tăng áp suất (giảm nhiệt độ) không

khí nạp để đảm bảo hiệu suất cháy toàn bộ lượng nhiên liệu lớn hơn trên cơ sở các

kích thước cơ bản của động cơ được gọi một cách đơn giản là tăng áp.

Trong các động cơ tăng áp, người tăng áp thường sử dụng máy nén để tăng áp

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

Mức độ tăng công suất của động cơ nhờ tăng áp so với chính động cơ đó trong

điều kiện chưa tăng áp được đánh giá bằng hệ số λta gọi là mức độ tăng áp.

ta

ta

ta

N

N == λ (6-6)

Ttrong đó: Ne và Ne

ta

là công suất có ích

Pe và pe

ta

là áp suất có ích bình quân của động cơ chưa tăng áp và động cơ đã tăng

áp

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 186 Đối với các động cơ chế tạo trước những năm 1980, hệ số λta có giá trị phổ biến

từ 1.5 ÷ 2. Theo trị số của áp suất có ích bình quân của cac động cơ tăng áp phụ

thuộc vào mức độ tăng áp của chúng như sau:

Trị số pe (kG/cm2

Mức độ tăng áp

Động cơ bốn kỳ Động cơ hai kỳ

Thấp 8 ÷ 12 6 ÷ 8

Vừa 13 ÷ 20 9 ÷ 12

Cao 21 ÷ 30 14 ÷ 16

6.1.2 Các phương pháp tăng áp:

Trong động cơ tăng áp, người ta có thể sử dụng máy nén thể tích hoặc cánh dẫn

để nén không khí nạp. Máy nén thể tích có thể là máy nén piston, máy nén trục vít,

máy nén dùng hốc dưới piston của động cơ ....

Các máy nén có thể được truyền động trực tiếp từ động cơ, dùng động cơ điện

hoặc dùng tua bin khí xả. Tuỳ theo việc dẫn động máy nén, người ta phân biệt các

hình thức tăng áp cơ giới, tăng áp tua bin khí máy nén và tăng áp hỗn hợp.

a. Tăng áp truyền động cơ giới

Hình 6.1 Động cơ diesel tăng áp cơ giới

Máy nén khí thường có thể là máy nén thể tích hoặc máy nén cánh dẫn được

truyền động trực tiếp từ động cơ. Sơ đồ khối kết cấu động cơ tăng áp truyền động cơ

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

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

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

khi thay đổi chế độ khai thác động cơ. Nhược điểm cùa phương pháp là phải chi phí

công để dẫn động máy nén vượt quá 10% công suất chỉ thị và suất tiêu hao nhiên

liệu bình quân ge > 180g/(mlci.h). Tính đến các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật, người ta

chỉ áp dụng tăng áp cơ giới cho cac động cơ có áp suất tăng áp pk < 1.5 ÷ 1.6

kG/cm2

.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 187 b. Tăng áp tua bin khí máy nén:

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

khí xả lai máy nén gió kiểu ly tâm được gắn đồng trục với roto tua bin. Trên hình

7.2 thể hiện sơ đồ khối động cơ diesel tăng áp bằng tua bin khí máy nén. Khí xả sau

khi ra khỏi động cơ có thể qua bộ biến đổi sơ bộ rồi cấp vào tua bin. Công suất động

cơ tua bin trực tiếp được sử dụng để dẫn động máy nén gió tăng áp. Không khí nén

trước khi cấp vào động cơ có thể được làm mát bằng thiết bị sinh hàn.

Hình 6.2 Động cơ diesel tăng áp tua bin khí máy nén

Tăng áp bằng tua bin khí máy nén đơn thuần nhất cho phép tăng công suất

động cơ diesel từ 50 ÷ 70%, tăng hiệu suất động cơ từ 4 ÷ 6%. Bằng một số biện

pháp cải tiến, tăng áp tua bin khí máy nén có thể tăng từ 2 đến 3 lần. Để chủ động

định lượng mức độ tăng áp, người tăng áp có thể trích một năng lượng khí cháy

trong xi lanh động cơ dành cho tua bin bằng cách tăng góc mở sớm cơ cấu xả. Trong

trường hợp này, tua bin khí máy nén là thiết bị tận dụng năng lượng của khí xả. Mặc

dù tăng áp bằng tua bin khí máy nén có thể cải thiện được các chỉ tiêu kinh tế kỹ

thuật của động cơ nhưng khả năng gia tải của động cơ rất kém.

Trên thực tế, các động cơ diesel thường được trang bị các tổ hợp tua bin khí

máy nén với nhiều thiết bị phụ trợ, nhiều phương án cải tiến. Các phương án đó có

thể kể ra như: bộ biến đổi xung khí xả, ống phun và ống khuyếch tán điều chỉnh

được, phối hợp tăng áp cơ giới và tua bin khí máy nén, sử dụng máy nén hốc dưới

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

tua bin khí máy nén ...

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

6.2.1 Phân bố năng lượng khí xả động cơ diesel

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

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

với tốc độ rất lớn do độ chênh lệch áp suất trong xi lanh và ống góp khí xả. Giai

đoạn thứ hai diễn ra dưới tác động của piston hoặc khí quét, với tốc độ lưu động nhỏ

hơn.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 188 Năng lượng toàn bộ trong khí xả của động cơ E có thể chia làm hai phần:

- Năng lượng do dãn nở khí xả từ áp suất pb đến áp suất trong ống góp trước

tua bin phụ tải, thành phần này được ký hiệu là E1, tương đương với phần diện tích

S (becb). Đây là thành phần năng lượng mang tính chất xung.

- Năng lượng do dãn nở khí xả trong tua bin khí máy nén từ áp suất phụ tải

đến áp suất pOT (sau tua bin). Thành phần này ký hiệu là E2 tương đương với phần

diện tích là S(efpe). Thành phần năng lượng này mang tính chất ổn định.

Hình 6.3 Phân bố năng lượng khí xả

Tua bin khí xả có thể sử dụng cả hai thành phần năng lượng này tuy nhiên

mức độ sử dụng thành phần xung E1 phụ thuộc vào phương pháp tổ chức cấp khí xả

đến tua bin. Tuỳ thuộc vào cách tổ chức cấp khí xả đến tua bin, tua bin khí máy nén

tăng áp có hai loại:

- Tăng áp xung, khí áp suất khí xả trước tua bin thay đổi.

- Tăng áp đẳng áp, khí áp suất khí xả trước tua bin ổn định.

6.2.2 Tăng áp xung

Hình 6.4 Sơ đồ bố trí hệ thống tăng áp xung

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 189 Đây là hình thức tăng áp mà tua bin khí xả sử dụng nhiều nhất thành phần năng

lượng xung E1. Sử dụng năng lượng xung là sử dụng trực tiếp động năng cho việc

sinh công của tua bin. Để thực hiện mục đích đó, một số các biệm pháp sau đây

được thực hiện:

- Tránh giãn nở khí xả sau khi ra khỏi tua bin bằng cách dùng ống xả có

kích thước nhỏ, được tính toán trước, tua bin đặt gần xi lanh.

- Tăng góc mở sớm xupáp xả tạo xung khí xả lớn.

- Tránh sự trùng hợp gây ảnh hưởng lẫn nhau giữa xung của các xi lanh

khác nhau, ống xả của các xi lanh thường được chế tạo riêng biệt; sự nói chung

đường ống xả với không quá ba xi lanh có thứ tự nổ cách xa nhau.

Trên hình 6.4 là sơ đồ tăng áp sử dụng tua bin khó máy nén kiểu xung. Khí xả

được cấp đến tua bin theo hai nhóm xi lanh (số 1, 2, 3 và 4, 5, 6) qua hai đường ống

xả có kích thước nhỏ. Các động cơ diesel hai kỳ thấp tốc có thể tận dụng từ 35 ÷

45% năng lượng xung E1. Các động cơ diesel bốn ký đặt nhiều tua bin có thể tận

dụng từ 20 ÷ 30% năng lượng E1.

6.2.3 Tăng áp đẳng áp:

Trong hệ thống tăng áp đẳng áp, toàn bộ khí xả từ động cơ ra khỏi xi lanh được

đưa đến một bình chứa có thể tích lớn. Tại đây, khí xả thực hiện một sự dãn nở nhỏ

tăng thể tích ΔV (xem hình 6.5), động năng khí xả giảm chuyển hoá thành nhiệt

năng với nhiệt độ cao, áp suất bình ổn trước khi cấp đến cho tua bin.

Trên hình 6.5 biểu diễn sơ đồ tăng áp cấp khí kiểu đẳng áp. Toàn bộ khí xả ra

khỏi động cơ được đưa đến bầu góp chung có thể tích tương đối lớn. Từ bầu góp

chung này, khí xả được cấp đến tua bin tăng áp.

Năng lượng khí xả phân bố trước tua bin là E2 + ΔE2, trong đó ΔE2 là phần

năng lượng tương đương với diện tích S(emnfe). Mặc dù không trực tiếp sử dụng

xung khí xả, nhưng tăng áp đẳng áp lại có sự cấp khí ổn định cho tua bin. Đây là

điều kiện đảm bảo hiệu suất công tác của tua bin rất cao.

Hình 6.5 Sơ đồ bố trí hệ thống tăng áp đẳng áp

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 190 6.2.4 Ưu nhược điểm của tăng áp xung và tăng áp đẳng áp

Ưu điểm lớn nhất của tăng áp xung là việc sử dụng trực tiếp xung năng lượng

khí xả, đó chính là động năng rất lớn của khí xả trong giai đoạn xả tự do. Chính vì

thế, tốc độ của tua bin tăng rất nhanh và có khả năng cung cấp đủ khí cho diesel

ngay cả khi động cơ hoạt động ở chế độ nhỏ tải. Tính tăng tốc của động cơ sử dụng

tăng áp đẳng áp rất tốt. Tuy nhiên, nhược điểm của tăng áp xung là hiệu suất công

tác của tua bin rất kém. Do cần tạo xung, góc mở sớm xupáp xả tăng lên ảnh hưởng

đến công suất chỉ thị của động cơ. Tính hiệu quả của tăng áp xung càng giảm khi áp

suất tăng áp càng lớn. Ngoài ra, kết cấu của hệ thống cũng phức tạp hơn.

Ngược lại với tăng áp xung, tăng áp đẳng áp có hiệu quả sử dụng năng lượng

của tua bin rất cao. Tăng áp đẳng áp không đòi hỏi tăng góc mở sớm do đó tăng

được công suất chỉ thị động cơ. Tăng áp đẳng áp đảm bảo tính kinh tế rất cao của

động cơ, đặc biệt là các động cơ có mức độ tăng áp lớn khi hoạt động ở chế độ toàn

tải. Nhược điểm lớn nhất của nó là tính tăng tốc của động cơ rất kém. Đối với động

cơ hai kỳ khi hoạt động ở chế độ phụ tải thì không có khả năng quét khí cho xi lanh.

Trong trường hợp này, hệ thống tăng áp thường phải trang bị thêm quạt gió phụ.

6.3 Sự thay đổi các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ khi tăng áp

6.3.1 Sự thay đổi hiệu suất cơ giới của động cơ tăng áp

So với động cơ không tăng áp, các động cơ tăng áp có các thông số chỉ thị ηi và

gi thay đổi nhiều nhưng các thông số có ích ηe và ge lại thay đổi nhiều hơn. Tính

chất thay đổi của các thông số có ích ηe và ge là do sự thay đổi của hiệu suất cơ giới

gây ra. Tính chất thay đổi hiệu suất cơ giới phụ thuộc vào hệ thống tăng áp, trong

đó, công tổn hao cho ma sat là một hàm phụ thuộc vào vòng quay động cơ. Giả sử

động cơ trước và sau tăng áp có số vòng quay khai thác như nhau, khi đó, hiệu suất

cơ giới của động cơ tăng áp được tính như sau:

TB MN m eTA

eTA

iTA

eTA

mTA

NNNN

N

N

N

+++

== η (6-7)

trong đó:

NMN: là công suất chi phí cho lai máy nén

NTB : là công suất của tua bin

Gọi mức độ tăng áp của động cơ diesel là:

eTA

TA

N

N = λ ; công suất tương đối của

máy nén:

MN

MN

N

N = δ và của tua bin:

TB

TB

N

N = δ so với công suất chỉ thị khi chưa tăng

áp. Biến đổi công thức (7.7) và nếu coi như công suất tua bin truyền hết cho máy

nén: , ta có: TB MN NN =

() 11.

.

+−

=

TAm

mTA

mTA

λη

η λ

η (6-8)

Ví dụ: Khi 5,1 = TA λ ; 8,0 = m η thì 858,0 = mTA η tức là mTA η tăng lên 0,058 (tức 5.8%)

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 191 Với động cơ tăng áp cơ giới, khi đó: 0 ==

TB

TB

N

N δ , trong trường hợp này:

() MN TAm

mTA

mTA

δ λη

η λ

η

++−

=

11.

.

(6-9)

Khi đó, hiệu suất cơ giới sau khi tăng áp phụ thuộc vào sự thay đổi của λTA

và MN δ . Ví dụ : khi 1,0;8,0;5,1 = = = MN m TA δ η λ tức là mTA η không thay đổi. Nhưng nếu

tăng tiếp tục λTA sẽ làm cho TA δ tăng lên và mTA η giảm xuống.

6.3.2 Sự thay đổi tỷ số tăng áp suất λ khi tăng áp

Khi tăng áp, vấn đề cần quan tâm là ứng suất cơ của động cơ, trong đó, tỷ số

C

z

= λ là thông số đánh giá mức độ làm việc nhẹ nhàng, tin cậy với ứng suất cơ

thấp.

Từ công thức tính nhiệt lượng cháy đẳng tích:

() CZ Z TTCGQ −= 11 1 .. (6.10)

trong đó:

G: là lượng không khí (nạp) trong xi lanh (kg)

Cv: là nhiệt dung riêng đẳng tích

Trong quá trình cháy đẳng tích CZ1 tăng áp có:

λ ===

C

Z

C

Z

C

Z

T

T

p 1 1

(6-11)

Kết hợp (6.10) và (6.11), rút ra:

1

.. 1

1 1

+==

C

Z

C

Z

TCG

Q

T

T

λ (6-12)

Từ (6.12), khi tăng lượng không khí nạp G, tỷ số tăng áp suất

C

Z

= λ sẽ giảm

xuống. Ngoài ra, trong các động cơ tăng áp, việc tăng áp suất không khí nạp pa làm

giảm thời gian chuẩn bị cháy, làm giảm tỷ số tăng áp suất λ.

6.4 Tăng áp động cơ diesel bốn kỳ

Việc chuyển một động cơ sang tăng áp lần đầu tiên được áp dụng cho diesel

bốn kỳ. Ngoài việc lắp đặt thiết bị nén (tổ hợp tua bin khí máy nén) và làm mát

không khí nạp, động cơ có tăng áp sẽ phải có một số thay đổi như sau:

- Thay đổi các thiết bị cung cấp nhiên liệu (bơm cao áp, vòi phun) để tăng

lượng phun nhiên liệu cho chu trình.

- Thay đổi góc độ của pha phối khí và tăng kích thước của cơ cấu phân phối

khí (xupáp hút và xả) để đảm bảo lựu lượng không khí lớn hơn đi qua động cơ.

- Động cơ có tăng áp phải thiết kế lại để đảm bảo độ bền cơ nhiệt phù hợp

với điều kiện làm việc nặng nề hơn.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 192 - Do có các hành trình bơm riêng biệt, động cơ bốn kỳ làm việc không hoàn

toàn phụ thuộc vào quá trình quét khí chất lượng nhờ chênh lệch áp suất không khí

nạp và khí xả.

Trên hình 6.6, khi phụ tải động cơ khoảng trên 30%, áp suất tăng áp lớn hơn áp

suất khí xả: ps > px. Khi động cơ làm việc ở chế độ nhỏ tải hơn 30%, áp suất khí xả

nhỏ hơn áp suất không khí tăng áp và khi đó chế độ quét khí xi lanh động cơ giai

đoạn các xupáp mở trùng pha là không có. Tuy nhiên, nhờ các hành trình bơm mà

động cơ vẫn có thể nạp không khí đủ cho quá trình cháy nhưng chất lượng cháy sẽ

kém đi.

Hình 6.6 Sự thay đổi thông số hệ thống tăng áp động cơ bốn kỳ theo phụ tải

6.5 Tăng áp động cơ diesel hai kỳ

Tăng áp cho động cơ hai kỳ phức tạp hơn rất nhiều so với động cơ bốn kỳ do

các đặc điểm sau đây:

- Phải bảo đảm độ chênh áp suất Δp = ps - px > 0 trong tất cả các chế độ

khai thác. Trong trường hợp ngược lại, động cơ sẽ dừng hoạt động do khả năng quét

và nạp không khí chấm dứt.

- Hệ số dư lượng không khí quét của động cơ hai kỳ đòi hỏi lớn hơn động cơ

bốn kỳ (đ/c hai kỳ 65,145,1 ÷= a ϕ ; đ/c bốn kỳ 35,107,1 ÷ = a ϕ ) do đó động cơ hai kỳ

đòi hỏi lưu lượng không khí do máy nén cung cấp lớn hơn. Vì vậy, công suất tiêu

thụ của máy nén (do tua bin cung cấp) cao hơn.

- Khi áp suất chỉ thị bình quân bằng nhau, nhiệt độ khí xả động cơ hai kỳ

thường thấp hơn động cơ bốn kỳ (đ/c hai kỳ: C; đ/c bốn

kỳ: C). Đây cũng là khó khăn gặp phải khí tăng công suất của tua bin.

0 0

450350 ÷= kx t

0 0

500450 ÷= kx t

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 193 - Khi tăng áp, ứng suất nhiệt và ứng suất cơ của các động cơ hai kỳ thường

cao hơn so với động cơ bốn kỳ.

Chính vì vậ, hệ thống tăng áp của động cơ hai kỳ thường phức tạp hơn rất

nhiều so với động cơ bốn kỳ. Sự khác nhau về thiết kế, trang bị phụ thường gặp

trong các động cơ hai kỳ có thể bao gồm:

- Các thiết kế được tính toán, thử nghiệm chặt chẽ hơn nhằm đảm bảo hiệu

suất cao của cả tua bin và máy nén. Các động cơ hai kỳ thấp tốc, công suất lớn

thường trang bị tổ hợp tua bin khí mb tăng áp đẳng áp.

- Trang bị các thiết bị phụ, tự động điều chỉnh (các ống phun và ống

khuyếch tán xoay được...) nhằm phục vụ động cơ khi làm việc ở chế độ phụ tải nhỏ.

- Các thiết bị giảm mất mát không khí nạp (đặc biệt khí ở pha tổn thấ nạp)

như van bướm gió, van một chiều...

- Quạt gió phụ để bổ sung không khí nạp và giảm tải máy nén.

6.6 Làm mát không khí tăng áp

Cùng với việc tăng áp suất, vấn đề làm mát không khí tăng áp quyết định rất

lớn đến việc tăng lượng không khí nạp và do đó, đến công suất động cơ.

Hình 6.7 Quan hệ áp suất tăng áp và áp suất có ích bình quân

1. làm mát đến 250

C; 2. làm mát đến 300

C; 3. không làm mát

Hình 6.7 cho tăng áp mối quan hệ hiệu quả có ích bình quân p0 và áp suất tăng

áp khi có làm mát, làm mát kém và không làm mát. Bên cạnh đó, làm mát không khí

tăng áp còn làm giảm ứng suất nhiệt của động cơ.

Tuỳ thuộc vào mức độ tăng áp, nhiệt độ làm mát thường được quy định có hơn

nhiệt độ ngưng tụ hơi nước trong không khí. Khi khai thác thiết bị làm mát không

khí tăng áp, định kỳ phải xả nước ngưng tụ.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 194 Các thiết bị làm mát không khí tăng áp thường dùng cho tàu thuỷ là thiết bị trao

đổi nhiệt kiểu thu hồi nhiệt, kiểu bay hơi và kiểu giãn nở trong tua bin.

Thiết bị và dụng cụ đo, chỉ báo thường dùng là nhiệt kế đo nhiệt độ vào và ra

của không khí và nước. Thiết bị đo sức cản bằng độ chênh lệch cột áp lối vào và lối

ra của bầu làm mát. Độ chênh quy định đối với bầu làm mát không khí tăng áp

thường trong khoảng 20 ÷ 25 cm cột nước.

6.7 Kết cấu tổ hợp tuabin khí máy nén tăng áp diesel tàu thuỷ

6.7.1 Nguyên lý hoạt động

Tổ hợp tua bin khí máy nén tăng áp được chế tạo nhằm mục đích sử dụng năng

lượng của khí xả để lai máy nén cung cấp không khí nạp với áp suất cao cho động

cơ. Trên hình (6.8) mô tả nguyên lý hoạt động của tổ hợp tua bin khí máy nén.

Khí xả động cơ disel được cấp vào tua bin theo đường khí xả vào (exhaust gas

in), sau khi qua cụm ống phun được biến đổi năng lượng thành động năng, thổi vào

cánh tua bin để quay roto tua bin (turbine rotor) rồi thoát ra ngoài qua đường dẫn khí

thoát (exhaust gas out). Cánh máy nén được gắn đồng trục với roto tua bin, khi

quay sẽ hút không khí qua phin lọc trên đường vào (air in), qua bộ cánh máy nén

(compressor), không khí được đẩy vào buồng nén kiểu ống xoắn tăng áp

(compressed air out). Đường khí xả thoát ra khỏi tổ hợp tua bin máy nén được nối

với đường ốngxả ra ngoài, đường không khí nén được nối với ống nạp động cơ

diesel. Roto tua bin được quaytrên hai ổ đỡ kiểu vòng bi hoặc bạc.

Hình 6.8 Nguyên lý hoạt động tổ hợp tua bin khí máy nén

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 195 6.7.2 Kết cấy tua bin khí máy nén

Kết cấu tổ hợp tua bin khí máy nén dùng cho tăng áp động cơ diesel tàu thuỷ

(hình 6.9) có thể chia thành các phần: thân tua bin (bao gồm thân phía tua bin, thân

phía máy nén và thân giữa), roto có gắn trên đó cánh tua bin và cánh máy nén, thiết

bị tăng hiệu suất công tác (phía khí xả: bộ biến đổi xung, ống phun; phía máy nén :

cánh hướng không khí vào, ống khuyếch tán, khoang khuyếch tán), bạc đỡ hoặc

vòng bi, thiết bị giảm chấn, thiết bị bôi trơn, ... Trong một số tua bin khí máy nén,

thiết bị bị tăng hiệu suất công tác còn có thể tự động điều chỉnh được.

1. Thân tua bin.

Thân tua bin có 3 phần:

- Thân tua bin 7 bao gồm: đường nhận khí xả, đưa khí xả đến cụm ống phun

để biến đổi năng lượng thành động năng trên cụm ống phun 6 trước khi vào bánh

cánh công tác 5 gắn trên trục roto tua bin. Thân tua bin còn chứa cụm ổ đỡ kiểu

vòng bi 2 (hoặc bạc) đầu trục roto phía tua bin. Khoang trong của cụm ổ đỡ còn là

nơi chứa ( hoặc góp) dầu bôi trơn.

- Thân phía máy nén cũng bao gồm đường vào và ra của không khí nén

trong đó cụm cánh khuyếch tán biến đổi động năng thành áp năng trước khi đưa vào

ống xoắn tăng áp 4. Thân máy nén cũng có khoang chứa cụm ổ đỡ kiểu vòng bi 2

(hoặc bạc) đầu trục roto phía máy nén và là nơi chứa hoặc gom dầu bôi trơn.

- Thân giữa, là đường thoát khí xả, còn là chân bệ và là thân trung gian liên

kết các phần tua bin và thân máy nén thành một khối. Thân giữa còn là nơi đặt vách

ngăn trung gian nhằm phân biệt và cách nhiệt giữa không khí và khí xả. Các phần

thân giữa và thân tua bin chịu nhiệt độ cao của khí xả do đó, thường có các khoang

làm mát với công chất là nước làm mát của động cơ.

2. Roto

Roto tua bin là phần quay, có gắn các bánh cánh tua bin 5 và cánh máy nén 3.

Trên cả hai đầu roto và bánh cánh máy nén có gắn các vành thép mỏng để tạo bộ

làm kín kiểu khuất khúc, trong đó thiết bị :

- Bộ làm kín tua bin có mục đích làm kín khoang dầu bôi trơn với khí xả.

- Bộ làm kín phía máy nén có mục đích làm kín khoang dầu bôi trơn với khu

vực không khí nén.

- Trên cánh máy nén (phía tua bin) tạo với vách ngăn trung gian bộ làm kín,

nhằm mục đích tăng cường làm kín, đặt trong thân giữa của tổ hợp tua bin khí máy

nén tăng áp.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 196

Hình 6.9 Kết cấu tua bin tăng áp

Hình 6.9 Kết cấu tổ hợp tua bin khí máy nén

3. Thiết bị tăng hiệu suất công tác

Các thiết bị làm tăng hiệu suất các quá trình công tác của tổ hợp tua bin khí

máy nén tăng áp, bao gồm :

- Thiết bị tăng hiệu suất công tác phía khí xả, bao gồm : bộ biến đổi xung và

ống phun 6 (hình 6.9). Bộ biến đổi xung bố trí ngay trên hệ thống ống góp khí xả

sau động cơ diesel. Tuỳ thuộc vào đặc điểm hệ thống tăng áp, bộ biến đổi xung có

thể là bộ tạo xung động năng (tăng áp xung) hoặc bộ tích trữ thế năng (tăng áp đẳng

áp). Cụm ống phun đặt sau hệ thống ống góp khí xả, ngay trước cánh công tác của

roto tua bin, nhằm mục đích biến đổi thế và nhiệt năng khí xả thành động năng thổi

vào cánh công tác của tua bin.

- Thiết bị tăng hiệu suất công tác phía không khí, bao gồm : cánh hướng

dòng không khí vào, ống khuyếch tán 4 (hình 6.9). Cánh hướng dòng không khí vào

cánh máy nén, nhằm mục đích ổn định dòng chảy của không khí vào cánh máy nén.

Cụm ống khuyếch tán cũng đặt trên thân máy nén, cùng với ống xoắn tăng áp, biến

đổi động năng dòng không khí ra khỏi cánh máy nén thành áp năng.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 197 4. Bạc đỡ, vòng bi và bộ giảm chấn

Thiết bị làm giảm ma sát cơ khí khi roto quay, chống dịch chuyển dọc trục,

giảm rung động, bao gồm : vòng bi (hoặc bạc) và bộ giảm chấn.

- Bạc đỡ : bao gồm hai loại bạc đỡ và bạc chặn (hình 6.9)

- Vòng bi : bao gồm hai loại bạc đỡ và bạc chặn (hình 6.9)

- Bộ giảm chấn : các lá thép mỏng có thấm dầu đặt bao quanh vòng bi trong

ổ đỡ. Bộ giảm chấn cho phép giảm các chấn động, bảo vệ vòng bi khỏi các hư hỏng

do rung động gây nên.

5. Dầu bôi trơn

Tổ hợp tua bin khí máy nén tăng áp có thể áp dụng các hình thức bôi trơn cho

vòng bi (hoặc bạc), bao gồm: hệ thống độc lập với bơm độc lập, dùng khoang dầu

với bơm dầu do roto tua bin lai.

- Hệ thống dầu bôi trơn độc lập bao gồm các két, các bơm dầu độc lập, các

van và đường ống ...

- Dùng khoang dầu độc lập như hình 6.9, trong đó bố trí các bơm dầu đầu

trục do chính roto lai.

- Một số loại tua bin tăng áp cỡ nhỏ có thể dùng chung dầu với hệ thống bôi

trơn động cơ.

6.8 Khai thác tổ hợp tua bin khí máy nén tăng áp

6.8.1 Các thiết bị đo và chỉ báo.

a. Nhiệt kế

- Nhiệt kế đo nhiệt độ khí xả vào và ra tua bin.

- Nhiệt kế đo nhiệt độ không khí sau máy nén, vào và ra sinh hàn khí tăng áp.

- Nhiệt kế đo nhiệt độ nước làm mát vào và ra sinh hàn không khí tăng áp.

b. Đồng hồ áp suất

- Các áp kế đo áp suất không khí tăng áp.

- Các áp kế đo áp suất dầu bôi trơn.

- Các áp kế đo áp suất nước làm mát.

c. Đo sức cản thuỷ lực

- Thiết bị ống chữ U do độ chênh cột áp lối vào và ra của phin lọc không khí

vào máy nén.

- Thiết bị ống chữ U do độ chênh cột áp lối vào và lối ra của bầu làm mát

không khí tăng áp.

d. Đo vòng quay

- Thiết bị đo vòng quay roto tua bin.

6.8.2 Vận hành, khai thác tổ hợp diesel tua bin khí máy nén tăng áp.

a. Chuẩn bị

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 198 - Kiểm tra trạng thái sẵn sàng hoạt động.

- Kiểm tra mức dầu trong hốc (loại VTR) hoặc trong két chứa và két trọng

lực (loại MET).

- Mở van xả đáy trong tua bin, trong hốc xả sinh hàn, trong ống nạp.

- Kiểm tra các thiết bị đo, chỉ báo.

b. Theo dõi hoạt động

- Kiểm tra theo dõi các thông số, đặc biệt là vòng quay tua bin và áp suất

tăng áp. Sự thay đổi các thông số phải phù hợp với sự thay đổi chế độ hoạt động của

động cơ.

- Kiểm tra, theo dõi sự bôi trơn trong tua bin khí máy nén.

- Kiếm tra, theo dõi sự rung động, tiếng ồn của tua bin khí máy nén.

- Nếu các thiết bị phụ trợ không hoạt động tự động thì cần phải đưa chúng

vào hoạt động kịp thời.

c. Ho máy nén và xử lý

Ho máy nén (như quen gọi là ho tua bin) có rất nhiều nguyên nhân:

- Nguyên nhân tiềm ẩn là do chất lượng quá trình cháy trong các xi lanh của

động cơ và tình trạng kỹ thuật của tổ hợp tua bin khí máy nén tăng áp.

- Nguyên nhân trực tiếp do sóng gió làm thay đổi tải và vòng quay máy

chính ở mức độ tương đối lớn (khi thời tiết xấu).

Khi vòng quay động cơ tăng, lưu lượng không khí nạp vào xi lanh tăng làm

giảm áp suất đối áp trên máy nén. Trong khi đó, do quán tính của roto, vòng quay

máy nén giữ nguyên làm cho tốc độ dòng không khí qua máy nén tăng đột ngột. Lưu

lượng gió tức thơìi tăng làm đặc tính sức cản tuyến nạp tăng lên. Ngay sau đó, vòng

quay động cơ giảm xuống làm giảm lưu lượng của máy nén, đưa điểm làm việc của

máy nén từ điểm D (vốn đã rất gần điểm giới hạn ho C) về điểm giới hạn ho C (hình

6.10). Tại điểm C, máy nén chưa ho. Tuy nhiên, nếu cường độ quá trình nói trên quá

lớn, hệ thống không dừng ở điểm C mà chuyển tiếp vầ điểm B có lưu lượng âm,

dòng không khí nạp đi ngược từ hệ thống nạp ra ngoài qua cánh máy nén. Điều này

có thể xem như một sóng áp suất ngược từ ống góp không khí nạp ra môi trường.

Theo đặc tính công tác của hệ thống, đặc tính sức cản giảm đột ngột làm tăng lưu

lượng của máy nén (từ A về B). Do cường độ của quá trình, sự thay đổi lưu lượng

và cột áp không dừng ở điểm B mà chuyển từ B về D.

Sự thay đổi đột ngột của các yếu tố: cột áp từ dương sang âm, lưu lượng từ

dương, bằng không rồi sang âm, dòng chảy vào, đứng yên rồi trào ngược ra ngoài

máy nén làm máy nén và tộ hợp phát âm thanh dữ dội, rung động mạnh gọi là ho

máy nén.

Để chống ho, hãy xả bớt gió tăng áp, giảm tay ga, chạy quạt gió phụ, ... nếu có

điều kiện hãy kiểm tra lại tổ hợp tua bin máy nén, vòi phun bơm cao áp, các

xupap...

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 199

Hình 6.10 Đặc tính làm việc của máy nén khi ho.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 200 CHUƠNG 7

CÁC ĐẶC TÍNH ĐỘNG CƠ DIESEL TÀU THỦY

7.1 Tầm quan trọng của các đặc tính động cơ

Đặc tính động cơ là mối quan hệ giữa các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ

với các thông số công tác của nó. Có rất nhiều thông số đặc trưng cho chế độ công

tác của động cơ nhưng người tăng áp thường chọn thông số độc lập làm biến số khi

xây dựng đặc tính cho động cơ. Các thông số độc lập thường được chọn là vòng

quay [v/p] và phụ tải. Đặc trưng cho phụ tải của động cơ là áp suất xó ích bình quân

pe. Ngoài ra còn có thể dùng chỉ số thanh răng bơm cao áp ha hoặc lượng nhiên liệu

cung cấp cho chu trình để đặc trưng cho phụ tải của động cơ.

Tùy theo cách lựa chọn biến số và điều kiện xây dựng, người tăng áp có được

nhiều loại đặc tính khác nhau: đặc tính phụ tải, đặc tính tốc độ, đặc tính động cơ lai

chân vịt, đặc tính điều chỉnh, đặc tính tổng hợp...

Dựa vào các đường đặc tính của động cơ đã được xây dựng, người tăng áp biết

rằng quy luật thay đổi của các thông số, từ đó có thể tìm ra phương án khai thác

động cơ một cách tối ưu để đạt được các chỉ tiêu kinh tế, kỹ thuật, tin cậy và an toàn

khi điều kiện khai thác bên ngoài thay đổi, mặt khác còn làm cơ sở so sánh với các

đặc tính khai thác hiện tại, phán đoán các hư hỏng có thể xảy ra trong quá trình khai

thác động cơ, đưa ra được các biện pháp sữa chữa kịp thời khi sự cố.

7.2 Đặc tính phụ tải

7.2.1. Khái niệm

Đặc tính phụ tải là đặc tính biểu thị mối quan hệ giữa các thông số cơ bản của

động cơ với phụ tải của động cơ khi tốc độ quay của trục khuỷu được duy trì không

đổi.

Đặc tính phụ tải được áp dụng cho những động cơ khi khai thác với tốc độ quay

của động cơ được duy trì không đổi, đặc biệt là những động cơ lai máy phát điện.

7.2.2. Quy luật biến thiên của các thông số cơ bản

a. Công suất có ích

Với áp suất có ích bình quân pe [kG/cm2

], đường kính xi lanh và hành trình

piston D và S [m], vòng quay n [v/p], số xi lanh I, số kỳ là m thì công suất có ích

của động cơ Ne được tính theo công thức:

inSDp

N e

.45,0

.....785,0 2

= [mã lực] (7-1)

Với mỗi động cơ cụ thể, các thông số như đường kính xi lanh D, hành trình

piston S, số xi lanh I, hệ số kỳ m đều không đổi, do đó, công suất có ích của động cơ

có thể được viết:

npkN e e .. = [mã lực]

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 201 Vậy trong đặc tính phụ tải, mối quan hệ giữa công suất Ne và pe khi n = const

sẽ là đường bậc nhất đi qua gốc toạ độ. (Hình 6-1)

Công suất chi phí cho cơ giới của động cơ Nm khi vòng quay không đổi sẽ là

một giá trị không đổi: Nm = const.

Công suất chỉ thị Ni được xác định:

NNN += (7-2)

Vậy công suất chỉ thị trong đặc tính phụ tải là một đường bậc nhất không qua

gốc toạ độ (khi pe = 0 nên Ni = Nm)

Hình 7.1 Đặc tính phụ tải

Hiệu suất cơ giới của động cơ được tính:

N

N −=1 η (7-3)

Khi tăng tải, Ni tăng lên, còn Nm thì không đổi, do đó hiệu suất cơ giới cũng

tăng lên.

Hiệu suất chỉ thị của động cơ được tính:

Hi

Qg .

3,632

= η (7-4)

Mà gi lại có quan hệ với pi như sau:

PTL

...

.

.4,318

α

η

=

Do đó:

nH

P

P

T

Q

L

...

.

.1986 α

η

η = (7-5)

Ở mổi chế độ khai thác cụ thể, khi vòng quay không đổi, các tỷ số L0/ηn, Ts/Ps

thay đổi không lớn lắm, do đó hiệu suất chỉ thị ηi chủ yếu phụ thuộc vào α và p. Từ

chế độ không tải, khi tăng dần phụ tải của động cơ (lượng nhiên liệu cung cấp chu

chu trình tăng lên) sẽ làm cho hiệu suất chỉ thị ηi tăng lên. Điều này được lý giải do

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 202 lượng nhiên liệu cung cấp còn quá ít nên hệ số dư lượng không khí α có giá trị

tương đối lớn, do đó việc tăng nhiên liệu sẽ làm cho Pi tăng lên nhanh hơn sự giảm

đi của α, tức là α ảnh hưởng không nhiều tới ηi.

Càng tăng phụ tải, đến một lúc nào đó sẽ làm cho α giảm đến giá tối ưu, khi đó

ηi đạt giá trị cực đại. Sau đó, nếu tiếp tục tăng phụ tải sẽ làm cho hệ số dư lượng

không khí α giàm nhiều hơn làm quá trình cháy càng kém đi dẫn tới việc tăng của Pi

ít hơn việc giảm của α. Kết qủa là hiệu suất chỉ thị ηi lại giảm đi.

Như vậy, trong đặc tính phụ tải, hiệu suất chỉ thị là một đường cong có cực đại.

Hiệu suất có ích của động cơ ηe được tính theo công thức:

mie η η η . = (7-6)

Như trên đã phân tích, trong đặc tính phụ tải, hiệu suất chỉ thị ηi là một đường

cong có cực đại, còn hiệu suất cơ giới ηm là một đường đồng biến. Do đó hiệu suất

có ích cũng là một đường cong có cực đại.

Trong đặc tính phụ tải giá trị của ηe thường đạt giá trị cực đại tại khoảng 60 ÷

80% Pe định mức.

Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị và có ích của động cơ được tính:

Hi

Q

.

3,632

η

= ;

He

Q

.

3,632

η

= (7-7)

Như vậy, sự biến thiên của suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị gi và suất tiêu hao

nhiên liệu có ích ge có quy luật ngược lại với hiệu suất chỉ thị ηi và hiệu suất có ích

ηe, tức là suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị và có ích đều là những đường cong có cực

tiểu.

Trong đặc tính phụ tải giá trị của ge cũng đạt giá trị cực tiểu tại khoảng 60 ÷

80% định mức.

Quy luật biến thiên của các thông số chính trong đặc tính phụ tải được thể hiện

trên hình 6-1.

Đặc tính phụ tải của động cơ được đặc trưng bằng các chế độ:

Chế độ không tải: Pe = 0; ge = ∞

Chế độ kinh tế: ge đạt giá trị nhỏ nhất ge min

Chế độ định mức: min ⎟

⎟

⎠

⎞

⎜

⎜

⎝

⎛

N

7.3 Đặc tính ngoài

7.3.1 Khái niệm

Đặc tính ngoài của động cơ là mối quan hệ giữa các thông số cơ bản của động

cơ: công suất, mômen, suất tiêu hao nhiên liệu...với tốc độ quay của động cơ, khi

lượng nhiên liệu cung cấp chu chu trình không đổi.

Từ khái niệm về đường đặc tính ngoài, thì ứng với mỗi vị trí tay ga sẽ có một

đường đặc tính ngoài. Như vậy một động cơ sẽ có rất nhiều đường đặc tính ngoài,

nhưng người tăng áp chia đường đặc tính ngoài của động cơ thành năm loại đặc tính

ngoài cơ bản sau:

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 203 1. Đặc tính ngoài giới hạn (đường 1) là đường đặc tính tương ứng với tay ga đặt

ở vị trí lớn nhất, bị giới hạn bởi chốt giới hạn trên thanh răng bơm cao áp (ha = hmax).

2. Đặc tính ngoài nhả khói đen (đường 2) là đường đặc tính tương ứng với tay

ga đặt ở vị trí mà tại đó khí xả bắt đầu có màu đen (ha > 100%).

3. Đặc tính định mức (đường 3) là đường đặc tính tương ứng với tay ga mà tại

đó động cơ phát ra 100% công suất ( ha = 100%)

4. Đặc tính khai thác (đường 4) là đường đặc tính tương ứng với tay ga mà tại

đó động cơ phàt ra từ 80% ÷ 85% công suất.

5. Đặc tính bộ phận (đường 5) là các đường đặc tính nằm dưói các đường đặc

tính trên.

Các biểu thức dùng để phân tích các đặc tính ngoài là các công thức về công

suất, momen, áp suất có ích bình quân:

L

Q V

Z

N mink

H

s e ......

.

..

30

1

ηηηρ

α

= (7-8)

L

Q V

Z

M mink

H

s e ......

.

..

1

ηηηρ

απ

= (7-9)

L

Q P mink

H

e ......

.

ηηηρ

α

= (7-10)

Hình 7.3 Các đường đặc tính của động cơ lai chân vịt

1. Đặc tính ngoài giới hạn (ha = hmax)

2. Đặc tính ngoài nhả khói đen (ha>100%)

3. Đặc tính ngoài định mức (ha =100%)

4. Đặc tính ngoài khai thác (ha = 85%)

5. Đặc tính ngoài bộ phận (ha<85%)

Đối với mỗi loại động cơ và dùng một loại nhiên liệu thì: Vs, ρk, QH, L0, I, Z là

hằng số, vì vậy các công thức trên có thể viết dưới dạng sau:

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 204 km

n e n AN ρη

α

η

η ..... 1 = (7-11)

km

n e n AM ρη

α

η

η .....

2 = (7-12)

km

n e n AP ρη

α

η

η .....

3 = (7-13)

Từ các công thức trên tăng áp thấy: Ne là hàm bậc nhất đối với n, còn Me, Pe

không phụ thuộc vào n. Nhưng trên thực tế các thông số: ηn, α, ηi, ηm, ρk phụ thuộc

vào tốc độ quay của động cơ, do đó đặc tính của công suất, momen, áp suất có ích

trung bình là các đường cong (Hình 7-2). Sau đây chúng tăng áp phân tích sự thay

đổi của các thông số trên (ηn, α, ηi, ηm, ρk) theo tốc độ quay của động cơ.

7.3.2 Quy luật biến thiên của các thông số cơ bản

Sự biến thiên của các chỉ tiêu kinh tế, năng lượng của động cơ tăng áp và

không tăng áp có sự khác nhau.

7.3.2.1 Động cơ bốn kỳ không tăng áp.

a. Hệ số nạp:

Hệ số nạp của động cơ được tính bằng biểu thức:

k

V

V

= η (7-14)

Khi tốc độ động cơ tăng, tốc độ dòng khí nạp tại tiết diện xupáp nạp tăng theo,

làm cho tổn tyhất cục bộ tại đây ΔP = f(v2

) cũng tăng. Do đó lượng không khí nạp

vào xi lanh giảm. Kết quả là hệ số nạp của động cơ ηn giảm khi tăng tốc độ quay của

động cơ.

b. Hệ số dư lượng không khí:

oc

kns

Lg

V

..

..

η

ρ η

α

Δ

= (7-15)

Trong trường hợp này Δg, Lo, Vs không thay đổi vì đây là đặc tính ngoài, do đó

công thức trên có thể viết thành:

c

kn

K

η

ρ η

α .

. = (7-16)

Khi tốc độ quay của động cơ tăng thì ρk, ηn, ηe đều giảm nhưng ηe giảm nhanh

hơn. Do đó khi tốc độ của động cơ tăng thì α gần như không thay đổi.

c. Hiệu suất chỉ thị:

Hiệu suất chỉ thị là thông số đánh giá chất lượng quá trình cháy của động cơ,

nếu quá trình cháy của động cơ diễn ra gần ĐCT, không cháy rớt thì hiệu suất chỉ thị

cùa động cơ sẽ tăng. Ngược lại quá trình cháy kéo dài trên đường dãn nở thì hiệu

suất chỉ thị của động cơ sẽ giảm. Khi tốc độ quay của động cơ tăng thì chất lượng

phun sương của nhiên liệu tăng (do áp suất phun tăng), góc phun sớm không thay

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 205 đổi do lượng nhiên liệu cấp vào xi lanh trong một chu trình không thay đổi, hệ số dư

lượng không khí α gần như không thay đổi, thời gian để thực hiện quá trình cháy

giảm. Vì vậy khi tốc độ quay của động cơ tăng thì ηi thay đổi rất ít.

d. Hiệu suất cơ giới:

Hiệu suất cơ giới được tính bằng công thức:

P

P

P

PP

P

P

−=

−

== 1 η (7-17)

Khi tốc độ quay của động cơ tăng thì áp suất cơ giới trung bình Pm của động cơ

tăng, nhưng áp suất chỉ thị trung bình Pi của động cơ không tăng, do đó khi tốc độ

quay của động cơ tăng thì hiệu suất cơ giới của động cơ giảm.

e. Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị:

Suất tiêu hao nhiên liệu chỉ thị của động cơ được tính bằng công thức:

() hmlg

N

G g

nl

./ = (7-18)

Hay: (Kg/h) (7-19) iinl

NgG . =

Thay vào công thức tính hiệu suất chỉ thị của động cơ iinl

NgG . =

Hnl

QG

N

.

.3,632

= η (7-20)

Ta có:

i Hii

A

QNg

N 1

..

.3,632

= = η (7-21)

Như vậy gi biến đổi tỷ lệ nghịch với ηi. Tương tự như vậy ta cũng có kết luận

sự biến đổi của ge cũng tỷ lệ nghịch với ηe.

Sự biến thiên của các thông số trên được biểu diễn trên đồ thị hình 7-3

a. Hệ số nạp:

Sự thay đổi các thông số trong biểu thức tính hệ số nạp cũng tương tự của động

cơ bốn kỳ không tăng áp, chỉ khác trong trường hợp này khi tốc độ quay của tua bin

cũng tăng do động năng của khí xả tăng. Do đó lượng không khí nại vào xi lanh

giảm ít hơn so với dc không tăng áp, kết qủa là hệ số nạp của dc có tăng áp sẽ giảm

ít hơn so với dc không tăng áp khi tăng tốc độ quay của động cơ.

b. Hệ số dư lượng không khí:

Tương tự như hệ số nạp ηn các thông số trong biểu thức tính hệ số dư lượng

không khí của động cơ tăng áp cũng thay đổi giống như của động cơ không tăng áp,

nhưng ρk tăng khi tăng tốc độ quay của động cơ, do tốc độ tua bin tăng. Điều đó cho

phép α tăng chút ít khi tăng tốc độ quay của động cơ.

c. Hiệu suất chỉ thị:

Khi tốc độ quay của động cơ tăng sẽ dẫn đến hệ số dư lượng không khí tăng,

nên kết qủa là hiệu suất chỉ thị của động cơ giảm ít hơn so với động cơ không tăng

áp.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 206 Các thông số khác có sự thay đổi giống như đối với động cơ không tăng áp. Sự

thay đổi của các thông số của động cơ có tăng áp trong đặc tính ngoài được mô tả

trên đồi thị 7-2.

7.4 Đặc tính chân vịt

Đặc tính chân vịt là mối quan hệ giữa các thông số cơ bản của động cơ với

vòng quay khi động cơ làm việc trực tiếp với chân vịt.

Chân vịt tiếp nhận công suất, momen do động cơ sản ra trừ đi phần tổn thất

năng lượng khi truyền từ động cơ đến chân vịt.

Sự thay đổi công suất, momen tiêu thụ của chân vịt phụ thuộc vào số vòng quay

và nếu coi tổn thất năng lượng truyền động không đáng kể thì công suất, momen

tiêu thụ của chân vịt được xác định theo các công thức sau :

x

e nCN . = (7-22)

1

.

−

= x

e nCM (7-23)

Trong đó : x = 2,5 ÷ 3,2 tuỳ thuộc vào hình dạng vỏ tàu.

Ví dụ: tàu lướt x = 2,5; tàu hàng x = 3.

C, C': hằng số phụ thuộc vào lượng nước chiếm của tàu, tình trạng biển, tình

trạng chân vịt, vỏ tàu, chiều sâu của vùng biển, tình trạng luồng lạch...

C: hệ số sức cản.

Do công suất động cơ phát ra tỷ lệ thuận với n3

nên khi tốc độ quay của

động cơ n = 103% nđm thì công suất của động cơ đã quá tải 10%.

Khi khai thác động cơ ở vòng quay nhỏ (20 ÷ 30%) thì công suất của động cơ

rất nhỏ. Từ đó có thể kết luận rằng không nên khai thác động cơ ở chế độ vòng quay

lớn hơn 100%nn, mặt khác nếu làm việc ở chế độ rất nhỏ tải, tốc độ quay của động

cơ có thể sẽ dao động do lượng nhiên liệu cung cấp cho chu trình quá bé, chất lượng

phun sương sẽ kém, nhiên liệu phân bố không đồng đều trong thể tích công tác của

xi lanh.

Khi hệ số C tăng các đường đặc tính chân vịt tương ứng sẽ dịch chuyển về phía

trục tung, lúc này động cơ khai thác ở chế độ nặng nề hơn. Khi hệ số C giảm các

đường đặc tính chân vịt tương ứng sẽ dịch chuyển về phía ngược lại, lúc này động

cơ khai thác ở chế độ nhẹ nhàng hơn (Hình 7-3)

Sự thay đổi của hiệu suất cơ giới trong đặc tính chân vịt phụ thuộc vào công

suất tổn hao cho cơ giới và công suất chỉ thị của động cơ. Giống như trong đặc tính

ngoài, khi công suất chỉ thị của động cơ tăng lên thì hiệu suất cơ giới tăng.

N

N −=1 η (7-24)

Trong đặc tính chân vịt, khi tăng vòng quay của động cơ bắt đầu tăng từ vòng

quay tối thiểu, hiệu suất cơ giới tăng lên khá nhanh. Càng gần đặt đến vòng quay

định mức (khoảng 70 ÷ 100% nđm), hiệu suất cơ giới tăng lên không đáng kể.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 207

Hình 7.3 Các đường đặc tính của động cơ lai chân vịt.

Quy luật biến thiên của các thông số gi, ge, ηi, ηe, của động cơ trong đặc tính

chân vịt cũng gần tương tự như trong đặc tính ngoài nhưng trong đặc tính chân vịt,

giá trị ge đạt cực tiểu tại khoảng 85 ÷ 90% vòng quay định mức (hình 7-6).

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 208 TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1]. Trịnh Đình Bích, Nguyễn Văn Tuấn, Nguyễn Trung Cương, Vũ Hải Phong

(1995), Động cơ diesel tàu thuỷ, Trường đại học Hàng hải.

[2]. Nguyễn Trí Minh, Nguyễn Văn Tuấn, Nguyễn Trung Cương (2006), Động cơ

diesel tàu thuỷ, Trường đại học Hàng hải.

[3]. Nguyễn Tất Tiến (2000), Nguyên lý động cơ đốt trong, Nxb Giáo dục, Hà Nội.

[4]. Lê Viết Lượng (2000), Lý thuyết động cơ diesel, Nxb Giáo dục Hà Nội.

[5]. Trần Hữu Nghị (1993), Động cơ diesel tàu thuỷ, Nxb Giao thông vận tải, Hà

Nội.

[6]. GS. Iu. Ia Pho-min, GS. Trần Hữu Nghị (1990), Xác định công suất diesel tàu

thuỷ và đặc tính của nó, Nxb Giao thông vận tải, Hà Nội.

[7]. GS. Iu. Ia Pho-min, GS. Trần Hữu Nghị (1990), Các đặc tính của động cơ

diesel tàu thủ, Nxb Giao thông vận tải, Hà Nội.

[8]. GS. Iu. Ia Pho-min, GS. Trần Hữu Nghị (1990), Các chế độ làm việc của diesel

tàu thuỷ, Nxb Giao thông vận tải, Hà Nội.

[9]. John B.Heywood (1988), Internal Combustion Engine Fundamentals,

McGraw-Hill Book Co.

[10]. DA Taylor (2001), Introduction to Marine Engineering, Butterworth

Heinemann.

[11]. Dr Denis Griffiths (2001), Marine Medium Speed Diesel Engines, MEP

Series, Volume 1. Part 3, Institute of Marine Engineers, MPG, UK.

[12]. Khristen Knak (1990) Diesel Motor Ship's Engines and Machinary , Marine

Managentmen(Holdings)Ltd.

[13].Doug Woodyard (2004) Pounder's Marine Diesel Engines and Gas Turbines

- Eighth Editions , Butterworth Heinemann

[14].A.J Wharton (2005) Diesel Engines - Third Edition , Butterworth Heinemann

[15]. John B.Woodward (1988) Low speed Marine Diesel , Robert E.Krieger

Publishing Company.

[16]. Các tài liệu của các hãng chế tạo động cơ.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 209 MỤC LỤC

PHẦN I. NGUYÊN LÝ VÀ KẾT CẤU ĐỘNG CƠ DIESEL TÀU THUỶ

Chương 1. Nguyên lý hoạt động của động cơ Diesel

1.1 Lịch sử ra đời và phát triển

1.2 Khái niệm và định nghĩa

1.3 Nguyên lý hoạt động của động cơ diessl bốn kỳ

1.4 Nguyên lý hoạt động của động cơ diesel hai kỳ.

1.5 Đồ thị tròn các quá trình trao đổi khí

1.6 Phân loại động cơ diesel tàu thuỷ

Chương 2. Các bộ phận chính của động cơ Diesel

2.1 Phân loại các bộ phận kết cấu của động cơ Diesel

2.2 Các kết cấu phần tĩnh

2.3 Các bộ phận chuyển động

2.4 Các cơ cấu truyền động

2.5 Các thiết bị đo và chỉ báo

2.6 Thiết bị điều khiển và thiết bị an toàn

Chương 3. Động cơ Diesel cỡ lớn thấp tốc

3.1 Giới thiệu chung

3.2 Các chi tiết tĩnh

3.3 Các chi tiết động

3.4 Hệ thống trao đổi khí

3.5 Cung cấp nhiên liệu cho động cơ

Chương 4. Động cơ Diesel trung và cao tốc

4.1 Giới thiệu chung

4.2 Các chi tiết tĩnh

4.3 Các chi tiết động

4.4 Hệ thống trao đổi khí

4.5 Cung cấp nhiên liệu cho động cơ

Chương 5. Các hệ thống phục vụ động cơ Diesel

5.1 Hệ thống nhiên liệu

5.2 Hệ thống bôi trơn

5.3 Hệ thống làm mát

5.4 Hệ thống khởi động và đảo chiều.

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 210

PHẦN II. LÝ THUYẾT QUÁ TRÌNH CÔNG TÁC

Chương 1. Chu trình lý tưởng động cơ đốt trong

1.1 Khái niệm cơ bản

1.2 Các chu trình lý tưởng

1.3 Hiệu suất nhiệt của chu trình lý tưởng

1.4 So sánh hiệu suất nhiệt của các chu trình lý tưởng

Chương 2. Các quá trình công tác của động cơ đốt trong

2.1 Quá trình nạp

2.2 Quá trình nén

2.3 Quá trình cháy

2.4 Quá trình dãn nở.

Chương 3. Quá trình cháy và tạo hỗn hợp trong động cơ Diesel

3.1 Các giai đoạn của quá trình cháy

3.2 Các yếu tố ảnh hưởng đến các giai đoạn của quá trình cháy.

3.3 Quá trình tạo hỗn hợp

3.4 Các dạng buồng cháy

Chương 4. Các thông số chỉ thị và có ích của động cơ đốt trong

4.1 Đồ thị công chỉ thị

4.2 Áp suất chỉ thị và có ích bình quân

4.3 Công suất chỉ thị và có ích của động cơ

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

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

4.6 Cân bằng nhiệt động cơ Diesel

Chương 5. Quá trình trao đổi khí ở động cơ hai kỳ

5.1 Các đặc điểm của quá trình

5.2 Các giai đoạn của quá trình trao đổi khí

5.3 Thời gian tiết diện trao đổi khí

5.4 Ảnh hưởng của phương pháp sử dụng tăng áp

đến quá trình trao đổi khí trong động cơ hai kỳ

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

Chương 6. Tăng áp động cơ Diesel tàu thuỷ

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

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

6.3 Sự thay đổi các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật của động cơ khi tăng áp

6.4 Tăng áp động cơ Diesel bốn kỳ

6.5 Tăng áp động cơ Diesel hai kỳ

6.6 Làm mát không khí tăng áp

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 211 6.7 Kết cấu tổ hợp tua bin máy nén tăng áp Diesel tàu thuỷ

6.8 Khai thác tổ hợp tua bin máy nén tăng áp.

Chương 7. Các đặc tính động cơ Diesel tàu thuỷ

7.1 Tầm quan trọng của các đặc tính động cơ

7.2 Đặc tính phụ tải

7.3 Đặc tính ngoài

7.4 Đặc tính chân vịt

Động cơ Diesel tàu thủy - Đại học GTVT TP.HCM - 2007 212