Bài báo trình bày kết quả đánh giá một số mô hình tổn thất cơ khí (MillingtonHartles, Ciulli, RazleitsevKuleshov, Heywood, ChenFlynn); xây dựng mô hình tổn thất ma sát phù hợp cho động cơ diesel Hyundai 2.5 TCIA (dùng hệ thống phun nhiên liệu kiểu CommonRail, tăng áp khí thải kiểu VGT có làm mát khí tăng áp, đạt tiêu chuẩn khí thải Euro 3) dựa trên mô hình ChenFlynn, kết quả thử nghiệm trên bệ thử động cơ và kết quả tính toán mô phỏng bằng phần mềm chuyên dụng DieselRK
XÂY DỰNG MÔ HÌNH TỔN THẤT CƠ KHÍ CHO ĐỘNG CƠ DIESEL HYUNDAI 2.5 TCI-A TO DEVELOPE AN FRICTION MODEL FOR HYUNDAI 2.5 TCI-A DIESEL ENGINE Nguyễn Xuân Đạt, Phùng Văn Được, Trần Trọng Tuấn, Nguyễn Hoàng Vũ Khoa Động lực, Học viện Kỹ thuật quân xuandatk38@gmail.com Tóm tắt Tổn thất khí bao gồm nhiều thành phần (tổn thất ma sát cấu khuỷu trục truyền (CCKTTT) lớn cặp pít tông-xi lanh; tổn thất dẫn động cấu-hệ thống phụ trợ động cơ; tổn thất để thắng sức cản không khí với chi tiết chuyển động quay… ) chúng chịu tác động nhiều yếu tố khác (thiết kế động chất lượng gia công khí, tải trọng, tốc độ, loại nhiên liệu sử dụng…) Do vậy, việc xác định chi tiết tổn thất khí khó khăn thường xác định thực nghiệm số công thức bán thực nghiệm Bài báo trình bày kết đánh giá số mô hình tổn thất khí ( Millington-Hartles, Ciulli, Razleitsev- Kuleshov, Heywood, Chen-Flynn); xây dựng mô hình tổn thất ma sát phù hợp cho động diesel Hyundai 2.5 TCI-A (dùng hệ thống phun nhiên liệu kiểu CommonRail, tăng áp khí thải kiểu VGT có làm mát khí tăng áp, đạt tiêu chuẩn khí thải Euro 3) dựa mô hình ChenFlynn, kết thử nghiệm bệ thử động kết tính toán mô phần mềm chuyên dụng Diesel-RK Từ khóa: mô hình tổn thất khí, động diesel Hyundai 2.5 TCI-A, mô hình Chen-Flynn, Diesel-RK Abtract The friction losses include many components (friction losses at the piston-wall; losses at the bearings; losses to overcome air resistance with rotation parts, energy dissipated by drawn from accessories such as Valve mechanism, high pressure fuel pump, etc ) and it is influenced by many different factors (engine design, technical condition, load, speed, type of fuel used ) Therefore, the identification details of friction losses is very difficult and it is usually determined by means of experimental test or some semi-empirical formulas This paper presents the investigation results about some friction models such as MillingtonHartles, Ciulli, Razleitsev- Kuleshov, Heywood, Chen-Flynn; Establish an appropriate friction model for Hyundai 2.5 TCI-A diesel engine (CommonRail fuel injection system, VGT exhaust turbocharger with air cooler, Euro III emission standards) based on Chen-Flynn model, experimental test data and Diesel-RK specialized software Keyword: Friction model, Diesel engine Hyundai 2.5 TCI-A, Chen-Flynn model, Diesel-RK ĐẶT VẤN ĐỀ Tổn thất khí (TTCK) động bao gồm nhiều thành phần (tổn thất ma sát CCKTTT; tổn thất bơm trình nạp/thải; tổn thất dẫn động cấu hệ thống phụ trợ; tổn thất để thắng sức cản không khí…) chúng chịu tác động nhiều yếu tố khác (thiết kế động tình trạng khí, tải trọng, tốc độ, loại nhiên liệu sử dụng…) Trong đó, TTCK có ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất nhiệt, tính kinh tế nhiên liệu công suất có ích động cơ, đồng thời liên quan chặt chẽ đến mức độ ồn làm việc Trong vài thập kỷ qua, ma sát động đốt (ĐCĐT) giảm liên tục (khoảng 10% thập kỷ [6]) Ước tính, động diesel, tổn thất ma sát piston thành xi lanh chiếm 45-50% TTCK, ổ đỡ khoảng 20-30%, cấu phối khí 7-15% thiết bị phụ trợ 20-25% [6] Trong năm gần đây, tiến công nghệ chế tạo khí, thay đổi đáng kể thiết kế việc bố trí thêm nhiều hệ thống phụ trợ (hệ thống tăng áp khí thải kiểu VGT có làm mát khí tăng áp, hệ thống tuần hoàn khí thải EGR, xử lý khí thải…) nên TTCK động diesel hệ có thay đổi Bài báo phân tích số mô hình TTCK thường gặp; xây dựng mô hình TTCK phù hợp cho động diesel 2.5 TCI-A (4 kỳ; xi lanh, hàng; SxD=91x96; tỉ số nén ε=17,6; dùng HTPNL kiểu CommonRail, tăng áp tua bin khí thải kiểu VGT có làm mát khí tăng áp, dùng hệ thống tuần hoàn khí thải EGR có làm mát khí EGR [1]) dựa mô hình ChenFlynn, kết thử nghiệm bệ thử động phần mềm mô chuyên dụng DieselRK [8] Kết nhận phục vụ trực tiếp cho việc lập chương trình điều khiển cho ECU động 2.5 TCI-A chuyển sang sử dụng biodiesel [1]; cung cấp tư liệu cho việc mô hình hóa chu trình công tác (CTCT) động MỘT SỐ MÔ HÌNH TỔN THẤT CƠ KHÍ Hiện nay, mô hình hóa CTCT xu rõ nét nghiên cứu phát triển ĐCĐT Việc mô hình hóa CTCT cho phép xác định áp suất thị trung bình (pi) chu trình Tiếp theo, cần xây dựng mô hình TTCK để xác định áp suất tổn thất khí trung bình (pmf) phục vụ việc xác định áp suất có ích trung bình (pe) động Để xác định TTCK ĐCĐT có nhiều mô hình (công thức tính) đưa Xét mức độ hệ thống, mô hình TTCK ĐCĐT có ba cấp độ [6]: - Mô hình TTCK cấp 1: tập trung vào việc đánh giá TTCK tổng động (thông qua áp suất TTCK trung bình CTCT mà không đánh giá chi tiết, tức thời theo góc quay trục khuỷu - GQTK) Các mô hình TTCK cấp gộp tất thành phần ma sát khác không phân biệt chế độ bôi trơn chi tiết có chuyển động tương đối Mô hình TTCK cấp thường công thức thực nghiệm bán thực nghiệm, liệu đầu vào cần có số thông số thiết kế (đường kính xi lanh, số kỳ, chiều dài ổ đỡ ), tốc độ động áp suất khí thể lớn xi lanh- pz max - Mô hình TTCK cấp 2: chi tiết so với mô hình TTCK cấp tập trung xác định mô men ma sát tổng động trạng thái tức thời Mô hình dạng dự đoán hệ số ma sát lực ma sát cho cụm chi tiết dựa chế độ bôi trơn, lượng chất bôi trơn tải tức thời động (trong mô hình cấp bỏ qua biến động tức thời, đánh giá thấp ảnh hưởng lực ma sát pít tông xung quanh điểm chết - ĐCT) Các mô hình TTCK cấp áp dụng tính có đầy đủ liệu liệu CTCT, động trạng thái tức thời - Mô hình TTCK cấp 3: mô hình phức tạp (thường dùng cho nghiên cứu chuyên sâu), sâu vào nguồn gốc sinh ma sát giải triệt để tổn thất ma sát việc tính toán cụ thể Chi tiết chế độ, đặc điểm bôi trơn, lượng dầu bôi trơn, bề dày màng dầu…theo phương trình Reynolds Tuy nhiên, đầu vào loại mô hình TTCK cấp đòi hỏi liệu phức tạp kết cấu, chế độ bôi trơn, hệ số ma sát vật liệu, đặc điểm bề mặt chi tiết… tất cụm chi tiết có xuất tổn thất ma sát Hiện nay, nhằm mục đích ước tính TTCK trung bình động - pmf, đa số mô hình TTCK xây dựng mô hình cấp Trong đó, mô hình TTCK phổ biến thường mô tả phụ thuộc pmf theo tốc độ động dạng hàm bậc hai; ảnh hưởng tải trọng coi phụ thuộc tuyến tính vào áp suất lớn xi lanhpz max [6] Vì thế, mô hình TTCK đòi hỏi phải hiệu chuẩn bốn hệ số dựa số liệu thực nghiệm 2.1 Mô hình Millington-Hartles Năm 1968, Millington-Hartles tiến hành phân tích, đánh giá TTCK động diesel phun nhiên liệu trực tiếp bệ thử động xe Các tác giả nghiên cứu ảnh hưởng nhiều thông số thiết lực ma sát (đường kính trọng lượng pít tông, diện tích váy pít tông, tỉ số nén, độ nhớt dầu bôi trơn, đường kính ổ đỡ công suất dẫn động thiết bị phụ trợ) Trên sở đó, đề xuất công thức tính TTCK cho động diesel phun nhiên liệu trực tiếp [6], sau: pmf = (ε - 4) + A.n + B.Cm2 (1) đó: ε -tỷ số nén; A-hệ số cho biết ảnh hưởng tốc độ; B- hệ số liên quan đến tốc độ trung bình pít tông (B.C2m thành phần đánh giá TTCK thiết bị phụ trợ bơm nước, bơm dầu, quạt gió,…) 2.2 Mô hình Ciulli Năm 1993, Ciulli xem xét TTCK động khác áp dụng mô hình ma sát cho động diesel phun trực tiếp, kỳ, xi lanh Ciulli nhận thấy rằng: hầu hết công thức so sánh trực tiếp với chúng xây dựng từ liệu loại động điều kiện làm việc khác Để tóm tắt phát trên, mô hình TTCK cấp gộp chung (không phân biệt tác động yếu tố riêng lẻ động cơ), trình bày dạng [6]: Pmf = C0 + C1 pmax + C2Cm + C3n + C4 n + C5 n (2) đó: C0 -hệ số đại diện cho ma sát giới hạn bôi trơn, độc lập với tốc độ động ; C1pmax- đại diện cho ma sát chế độ bôi trơn hỗn hợp chịu ảnh hưởng áp suất khí nạp xi lanh; C2Cm-đại diện cho ma sát bôi trơn thủy động thành phần ma sát trượt, tỷ lệ thuận với tốc độ trung bình pít tông; C3n-đại diện cho ma sát bôi trơn thủy động thành phần ma sát lăn (ví dụ vòng bi), tỷ lệ thuận với tốc độ trục khuỷu; C4n2-đại diện cho điều chỉnh giá trị liên quan đến lực quán tính chuyển động khối động cơ; C 5n2- đại diện cho TTCK thiết bị phụ trợ Mô hình TTCK gộp chung tiếp tục mở rộng để xác định ảnh hưởng đặc điểm kết cấu (đường kính xi lanh, đường kính hành trình nâng/hạ xu páp) 2.3 Mô hình Razleitsev-Kuleshov Trong phần mềm chuyên dụng DieselRK, Razleitsev-Kuleshov sử dụng mô hình TTCK động sau [8]: pmf-RK = A.Cm + B.pi (3) đó: pi- áp suất thị trung bình, [bar]; A, B hệ số thực nghiệm Với động diesel kỳ: A=0,06÷0,12; B=0,06÷0,11 Với động diesel kỳ: A=0,03÷0,06; B= 0,03÷0,06 2.4 Mô hình Chen-Flynn Mô hình TTCK cấp Chen-Flynn (1965) phổ biến xây dựng thành phần mềm tính [2] Trong đó, TTCK coi gồm thành phần: phần tổn thất ma sát xuất chi tiết chuyển động tổn thất thiết bị phụ trợ [6]: pmf = A + B pz max + C.Cm (4) đó: pmf - áp suất TTCK trung bình, [bar]; Cm - tốc độ trung bình pít tông, [m/s]; pz max: áp suất lớn xi lanh, [bar]; A- hệ số thể TTCK thiết bị phụ trợ; B, C - hệ số liên quan đến tải trọng tốc độ pít tông Để nâng cao độ xác mô hình Chen-Flynn, tác giả Emiliano Pipitone [5] đề xuất công thức thay vận tốc trung bình pít tông (C m, m/s) tốc độ trục khuỷu động (n, vg/ph) [5]: Pmf −CF = A + B pzmax + C.n + D.n (5) Mô hình phát triển cho phép đánh giá ảnh hưởng tốc độ động đến TTCK theo quy luật hàm bậc (thông qua hệ số C, D), ảnh hưởng tải trọng biểu diễn pz max (thông qua hệ số B) Hệ số A đại diện cho dạng lượng tổn thất dẫn động thiết bị phụ trợ dạng tổn thất cố định khác Với mô hình Chen-Flynn cải tiến này, bốn hệ số A, B, C, D xác định liệu thực nghiệm bệ thử động Một nhóm nghiên cứu đại học Palermo tiếp tục phát triển mô hình Chen-Flynn cải tiến (5), cách sử dụng đa thức bậc để xác định hệ số tải trọng, thông qua thông số pz max2 pz max3 Phương trình (5) viết lại dạng [5]: pmf = A + B pzmax + C p zm ax + D p zmax + E n + F n (6) Kết tính toán thu từ (6) phù hợp với mô hình trước Tuy nhiên, phương trình (6) tính toán phức tạp không cho kết tốt so với phương trình (5) [5] Các nỗ lực nhằm đạt mối tương quan tốt hệ số tải trọng (pz max) với hệ số hạng tử bậc cao (pz max2; pz max3) không khả quan Mô hình TTCK Heywood (7) thích hợp cho động xăng dùng cho động diesel công suất nhỏ [6]: n n pmf = a + b( ) + c( ) (7) 1000 1000 Để xây dựng mô hình TTCK cho động 2.5 TCI-A, nhóm tác giả lựa chọn mô hình Chen-Flynn bổ sung phát triển Emiliano Pipitone (công thức 5) mô hình dùng rộng rãi có độ tin cậy cao, xét đến hai yếu tố ảnh hưởng tải trọng tốc độ động Bên cạnh đó, liệu thực nghiệm cần thiết dùng cho mô hình không phức tạp XÂY DỰNG MÔ HÌNH TỔN THẤT CƠ KHÍ CHO ĐỘNG CƠ 2.5TCI-A Khi thiết lập mô hình TTCK cho động 2.5 TCI-A theo mô hình Chen-Flynn, cần phải xác định hiệu chuẩn bốn hệ số A, B, C, D từ liệu thực nghiệm bệ thử Quá trình thử nghiệm thực Phòng thử động nhiều xi lanh, Viện Cơ khí Động lực, ĐH Bách Khoa Hà Nội với hệ thống trang thiết bị đại, đồng hãng AVL List GmbH [4]; sử dụng thiết bị chẩn đoán G-Scan (theo chuẩn OBD-II) Oscilloscopes để ghi nhận liệu vận hành ECU động Để xác định diễn biến áp suất xi lanh pcyl, sử dụng cảm biến áp suất (kiểu áp điện) AVL QC33C (làm mát nước), có dải đo từ đến 200 bar [4] Khi thử nghiệm, động vận hành chế độ tải 100, 75, 50 25% tải Trong đó, chế độ 100% tải (đặc tính ngoài) tương ứng với 100% hành trình chân ga Các chế độ 75, 50 25% tải tương ứng với chế độ 75, 50 25% Memax Tại chế độ tải, động vận hành dải tốc độ từ 1000 đến 3500 vg/ph, bước nhảy điểm đo 500 vg/ph Bảng Dữ liệu thực nghiệm động 2.5 TCI-A chế độ 100% tải [3] n, [vg/ph] pz max, [bar] pi, [bar] pmf-TN, [bar] 1000 101,52 12,18 0,30 1500 118,25 16,93 0,39 2000 142,04 20,10 0,72 2500 141,48 20,91 0,95 3000 143,7 21,39 2,13 3500 144,85 19,86 2,78 Từ liệu đo pcyl [3], ta xác định áp suất thị trung bình pi, áp suất TTCK trung bình (tính từ liệu thử nghiệm) ( pmfTN), chế độ 100% tải, Bảng Với liệu thử nghiệm chế độ vận hành khác (25%, 50%, 75%, 100% tải), nhằm xác định hệ số công thức (5) với độ xác cao, nhóm tác giả sử dụng phương pháp hồi quy đa biến tích hợp phần mềm chuyên dụng SPSS [7] Kết xác định hệ số A, B, C D cho động 2.5 TCI-A ứng với chế độ vận hành khác trình bày Bảng Bảng Hệ số mô hình Chen-Flynn dùng cho 2.5 TCI-A chế độ vận hành Chế độ tải 100% Các hệ số mô hình A B C D 0,764 0,002 -1,087 0,462 Sig 0,032 pmf −CF = 0, 764 + 0, 02 pmax − 1,087n + 0, 4625n 75% 0,052 0,045 -3,616 0,763 0,010 pmf −CF = 0, 052 + 0, 045 pmax − 3, 616n + 0, 763n 50% 0,0421 0,058 -3,6 0,46 0,053 pmf −CF = 0, 0421 + 0, 058 pmax − 3, 6n + 0, 46n 25% 0,402 0,062 -3,27 0,336 0,023 pmf −CF = 0, 402 + 0, 062 pmax − 3, 27n + 0,336n Trong Bảng 3, giá trị Sig.ANOVA đánh giá phù hợp mô hình xây dựng sở liệu đầu vào Giá trị Sig.ANOVA nhỏ mô hình xây dựng có độ tin cậy cao (Sig.ANOVA nên nhỏ 0,05) Ví dụ, chế độ 100% tải, Sig.ANOVA = 0,032 độ tin cậy mô hình đạt 96,8% Bảng So sánh pmf-CF pmf-TN 100% tải n Pz max [bar] Pmf-CF [bar] Pmf-TN [bar] Sai số Sai số [bar] [%] 1000 101,52 0,342 0,302 0,040 12 1500 118,25 0,410 0,391 0,019 2000 142,04 0,722 0,719 0,003 0,4 2500 141,48 1,217 0,954 0,263 22 300 143,70 1,948 2,133 -0,185 -9 350 144,85 2,909 2,784 0,125 Kết so sánh áp suất TTCK trung bình mô hình Chen-Flynn (pmf-CF) liệu thử nghiệm (pmf-TN) chế độ vận hành, có sai số nằm phạm vi chấp nhận Bảng trình bày kết so sánh pmf-CF pmfTN chế độ 100% tải (sai số trung bình 8,7%; chênh lệch lớn mô hình ChenFlynn kết thử nghiệm 0,27 bar tương ứng với 22%) Ở chế độ khác, sai số lớn mô hình Chen-Flynn liệu thực nghiệm tương ứng là: 25% (75% tải); 28% (50% tải); 26% (25% tải) Bảng cho thấy phụ thuộc rõ rệt Pmf-CF vào tốc độ động theo quy luật hàm bậc hai Nếu giả thiết áp suất TTCK trung bình ảnh hưởng tải trọng chế độ tải định không thay đổi, có phần tổn hao ma sát chuyển động thay đổi (phụ thuộc vào tốc độ động cơ) mô hình Chen-Flynn cho thấy pmf-CF phụ thuộc vào tốc độ động theo quy luật hàm bậc hai (tương tự mô hình Heywood), Hình Mô hình Chen-Flynn ° Các giá trị thử nghiệm Diesel-RK (pmf-RK) (công trình [2]), chế độ 100% tải, trình bày Bảng Bảng So sánh pmf-CF với pmf-RK ; pmf-TN chế độ 100% tải n, p [bar] [vg/ph] mf-RK, pmf-CF [bar] pmf-TN [bar] 1000 0,745 0,342 0,302 1500 1,099 0,410 0,391 2000 1,390 0,722 0,719 2500 1,828 1,217 0,954 3000 2,200 1,948 2,133 3500 2,238 2,909 2,784 Kết Bảng cho thấy, có chênh lệch lớn pmf-CF, pmf-RK pmf-TN; pmf-RK lớn chế độ vận hành Ngoài ra, pmf-RK chế độ tốc độ khác đồng (0,745 bar ÷ 2,238 bar) so với pmf-CF (0,342 ÷ 2,909 bar) pmf-TN (0,302 ÷ 2,784 bar) KẾT LUẬN a) 100% tải Mô hình Chen-Flynn ° Các giá trị thử nghiệm b) 75% tải Hình Sự phụ thuộc pmf-CF theo tốc độ động chế độ 100% 75% tải Kết so sánh pmf-CF, pmf-TN với áp suất TTCK trung bình thu tính toán mô Hiện nay, có nhiều mô hình TTCK áp dụng cho ĐCĐT nói chung cho động diesel nói riêng Tuy nhiên, mô hình thường xây dựng ứng với động khác ứng với chế độ làm việc khác nhau, chưa có mô hình hoàn thiện áp dụng tính cho động bất kỳ, chế độ vận hành Các mô hình TTCK dùng cho động diesel hệ phức tạp, cần nhiều liệu đầu vào Trong phạm vi báo, nhóm tác giả đánh giá khái quát mô hình TTCK; lựa chọn mô hình Chen-Flynn để xây dựng mô hình TTCK phù hợp cho động 2.5 TCI-A, có đủ độ tin cậy (sai số nằm phạm vi chấp nhận được, ≤ 28%) Theo kết nhiều công trình công bố trước đó, sai số lớn áp suất TTCK trung bình tính theo mô hình thực nghiệm lên tới 35÷38% [5], [6] Do vậy, mô hình TTCK xây dựng cho động 2.5 TCI-A (Bảng 3) có đủ độ tin cậy, sử dụng cho nghiên cứu chuyên sâu [1] Lời cảm ơn Các tác giả xin chân thành cảm ơn Ban điều hành Đề án Phát triển nhiên liệu sinh học đến năm 2015, tầm nhìn đến năm 2025/Bộ Công thương tạo điều kiện để thực nghiên cứu (trong khuôn khổ Đề tài cấp Quốc gia mã số ĐT.08.14/NLSH) Tài liệu tham khảo [1] Nguyễn Hoàng Vũ, thuyết minh đề tài NCKH&PTCN cấp Quốc gia “Nghiên cứu, chế tạo thử nghiệm ECU phù hợp cho việc sử dụng nhiên liệu diesel sinh học biodiesel với mức pha trộn khác nhau”, mã số: ĐT.08.14/NLSH (thuộc Đề án phát triển nhiên liệu sinh học đến năm 2015, tầm nhìn đến năm 2025) [2] Nguyễn Xuân Đạt (2015), “Tính toán mô chu trình công tác động diesel Hyundai 2.5 TCI-A dùng hệ thống phun nhiên liệu kiểu CommonRail”, Luận văn Thạc sỹ kỹ thuật, Học viện KTQS, Hà Nội [3] Phùng Văn Được, Trần Trọng Tuấn, Phạm Trung Kiên, Dương Quang Minh, Nguyễn Gia Nghĩa, Vũ Thành Trung, Nguyễn Công Lý, Nguyễn Hoàng Vũ (2015),“Khảo sát ảnh hưởng chế độ tải đến diễn biến trình phun nhiên liệu áp suất xi lanh động diesel Hyundai 2.5 TCI-A thực nghiệm”, Kỷ yếu hội nghị KHCN toàn quốc Cơ khí lần - năm 2015, Đại học Sư phạm Kỹ thuật Thành phố HCM [4] AVL List GmbH (2001), Technical Documents & Operating Manual for HUT Project [5] Emiliano Pipitone, “A new simple friction model for S I engine”, Department of Mechanics - University of Palermo, SAE Technical Paper 2009-01-1984 [6] Qianfan Xin, “Diesel engine system design”, Woodhead Puplishing in Mechanical engineering, 2011 [7] Hướng dẫn sử dụng SPSS (Statistical Package for the Social Sciences) [8] www.diesel-rk.bmstu.ru