VII Bố cục luận án
4 63 Ảnh hưởng của hình dạng đỉnh piston và tỷ số nén đến khí thải
Ba loại buồng cháy được tạo ra dựa trên sự khác biệt giữa đường kính phần thể tích buồng cháy trên đỉnh piston (Db) và độ lệc tâm giữa đường tâm của xylanh và đường tâm của phần thể tích buồng cháy trên đỉnh piston (OB) Nếu buồng cháy có kết cấu Db = 66 mm và OB = 0 thì động cơ sau chuyển đổi có tỷ số nén = 11,5 và vận tốc squish sẽ nhỏ hơn so với động cơ có tỷ số nén = 12,5 với các kích thước tương ứng Db = 61,5 mm và OB = 0 Mặc dù khoảng cách lệch giữa hai đường tâm khá nhỏ với OB = 4,5 mm nhưng vận tốc squish được tạo ra trong buồng cháy ở cuối kỳ nén của PS3 sẽ khác so với PS2 mặc dù có cùng tỷ số nén = 12,5 Trong nghiên cứu này có thể thấy sự thay đổi của thể tích buồng cháy trên đỉnh piston Db = 4,5 mm OB = 4,5 mm đã làm thay đổi vận tốc squish ở gần cuối kỳ nén, vì vậy mà tốc độ giải phóng nhiệt của nhiên liệu trong buồng cháy cũng thay đổi Sự thay đổi này sẽ làm cho các thành phần khí thải như: CO, HC và NOx thay đổi với mỗi điều kiện làm việc của động cơ
Kết quả thí nghiệm về sự thay đổi của Hydro-carbone (HC) theo tốc độ động cơ trong điều kiện: Bướm gió mở hoàn toàn; góc đánh lửa điều chỉnh để được mô men lớn nhất (hình 4 27) Lượng HC có xu hướng thay đổi giống nhau đối với cả ba kiểu đỉnh piston, vì trường vận tốc squish được tạo thành trong xylanh khác nhau nên giá trị HC đo được cũng khác nhau tại mỗi tốc độ động cơ
Với đường kính Db = 66 lớn hơn và tỷ số nén nhỏ nhất ( = 11,5) nên lượng nhiên liệu trong buồng cháy được dồn vào phần thể tích buồng cháy trên đỉnh piston vì vậy giá trị HC được nhỏ hơn so với hai trường hơn PS2 và PS3 Do đường tâm của thể tích buồng cháy trên đỉnh piston lệch so với đường tâm của xylanh nên trường vận tốc squish không còn tương đương nhau mà bị phân bố thành những vùng có giá trị khác nhau dẫn đến giá trị HC đo được của PS3 luôn lớn nhất tại mỗi điểm đo Tuy nhiên việc tăng tốc độ động cơ sẽ làm tăng khả năng dễ cháy của hỗ hợp hơn vì vậy HC của cả ba dạng đỉnh đều có cùng xu hướng giảm (khi tốc độ động cơ trong khoảng từ n = 1000 vòng/phút đến n = 1800 vòng/phút) Khi tốc độ động cơ lớn hơn n = 1800 vòng/phút, giá trị HC đo được của cả ba kiểu đỉnh piston đều có xu hướng tăng chứng tỏ cả ba kiểu đỉnh piston này chưa sẵn sàng đáp ứng được điều kiện mở rộng vùng tốc độ làm việc của động cơ sau chuyển đổi
Hình 4 27 Hydro-cacbon thay đổi theo tốc độ động cơ
Carbon monoxide (CO) là sản phẩm của quá trình cháy không hoàn toàn của nhiên liệu Hydro carbone (HC), sự xuất hiện của CO chủ yếu là do thiếu ô xy cục bộ hoặc màng lửa đang lan đến vùng hỗn hợp thì bị tắt Hình 4 28 thể hiện các kết quả thí nghiệm đo được bằng tủ phân tích khí CEB II về sự thay đổi của CO theo tốc độ động cơ
Mặc dù thời gian hoà trộn giữa nhiên liệu và không khí đã bắt đầu từ lúc nhiên liệu đi ra khỏi vòi phun và bắt đầu hoà trộn ở trên đường ống nạp cho đến khi kết thúc quá trình cháy nhưng giá trị của CO đo được là khác nhau Kích thước Db và OB không những ảnh hưởng đến HC mà còn ảnh hưởng cả CO, kết quả này chính là sản phẩm của quá trình cháy không hoàn thiện Từ kết quả HC và CO đo được bằng tủ phân tích CEB II kết hợp với phân tích tốc độ giải phóng nhiệt của nhiên liệu bên trong buồng cháy suy ra kiểu đỉnh piston PS1 là phù hợp với nhiên liệu khí thiên nhiên hơn so với hai kiểu còn lại là PS2 và PS3
Đối với thành phần khí thải NOx của nhiên liệu khí thiên nhiên, sự hình thành của NOx trong trường hợp này phụ thuộc chủ yếu vào ba tác nhân chủ yêu: nồng độ Ô-xi, nhiệt độ để phản ứng xảy ra và thời gian của phản ứng ở trong buồng cháy Hình 4 29 là những kết quả NOx đo được từ thử nghiệm khi tốc độ động cơ tăng, trong khoảng n = 1000 ÷ 2000 (vòng/phút) xu hướng thay đổi của NOx là giống nhau nhưng giá trị khác nhau Do cả PS1 và PS2 đều đốt cháy được nhiều nhiên liệu hơn nên nhiệt độ trong buồng cháy cao hơn nên đã kích hoạt để cho phản ứng tạo thành NOx nhanh và nhiều hơn so với PS3
Hình 4 29 Nitơ Oxit thay đổi theo tốc độ động cơ
4 6 4 So sánh kết quả tính toán mô phỏng với kết quả thực nghiệm
Trên cơ sở kết quả thu được từ thực nghiệm động cơ diesel chuyển đổi sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên, đi so sánh kết quả tính toán mô phỏng với kết quả thực nghiệm, nhằm đánh giá độ chính xác của mô hình Cụ thể là so sánh kết quả tính toán mô phỏng trên phần mềm AVL Boost với kết quả thực nghiệm của động cơ S1100 chuyển đổi sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên với các tỷ số nén lần lượt là
=11,5; =12,5 và kết cấu phần trụ lõm trên đỉnh piston ở chính tâm, lệch tâm
Bảng 4 3 So sánh công suất động cơ giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng
Tốc độ động cơ
(v/ph)
Công suất động cơ Ne (Kw) PS1 ( = 11,5 chính tâm) PS2 ( = 12,5 chính tâm) PS3 ( = 12,5 lệch tâm) Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng 1000 3,86 4,21 3,55 4,09 3,13 2,91 1400 5,99 6,46 5,57 5,88 5,24 5,11 1800 7,34 7,49 7,3 6,97 7,23 6,69 2000 7,84 7,71 7,96 7,64 7,73 7,24
Hình 4 30 So sánh công suất động cơ giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng Bảng 4 4 So sánh phát thải CO giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng
Hình 4 31 So sánh phát thải CO giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng
Qua các kết quả được thể hiện trong các bảng 4 3; 4 4; 4 5; 4 6 hình vẽ kết quả về công suất và khí thải Hình 4 30, Hình 4 31, Hình 4 32, Hình 4 33 để kiểm chứng mô hình giữa mô phỏng và thực tế của động cơ S1100 chuyển đổi sang sử dụng
Tốc độ động cơ
(v/ph)
Phát thải CO (ppm) PS1
( = 11,5 chính tâm) ( = 12,5 chính tâm)PS2 ( = 12,5 lệch tâm)PS3 Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng 1000 773 684 704 771 796 784 1400 723 629 687 724 730 759 1800 524 511 588 599 557 686 2000 335 291 409 346 353 491
sánh của động cơ chuyển đổi sử dụng nhiên liệu CNG giữa mô phỏng và thực nghiệm cho thấy diễn biến của công suất và phát thải của động cơ có xu hướng giống nhau, sai số lỗi chuẩn trung bình lớn nhất công suất động cơ Ne là 0,54 của khí thải CO: 138; HC: 403,86 và với khí thải NOx là 246
Bảng 4 5 So sánh phát thải HC giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng
Hình 4 32 So sánh phát thải HC giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng Bảng 4 6 So sánh phát thải NOx giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng
Tốc độ động cơ
(v/ph)
Phát thải HC (ppm) PS1
( = 11,5 chính tâm) ( = 12,5 chính tâm)PS2 ( = 12,5 lệch tâm)PS3 Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng 1000 2261 1994 3121 2910 3849 3710,07 1400 2028 1729 2535 2298 3441 3127,24 1800 1670 1386 1797 1501 2757 2354,52 2000 1787 1500 2018 1704 2988 2584,14 Tốc độ động cơ (v/ph) Phát thải NOx (ppm) PS1
( = 11,5 chính tâm) ( = 12,5 chính tâm)PS2 ( = 12,5 lệch tâm)PS3 Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng Thực nghiệm Mô phỏng 1000 862 1052 957 1143 800 995,75 1400 1128 1276 1206 1380 1055 1249,94 1800 949 1159 997 1243 899 1111,94 2000 691 886,5 719 920 713 833,17
Hình 4 33 So sánh phát thải NOx giữa thực nghiệm và tính toán mô phỏng
Qua so sánh các kết quả giữa tính toán mô phỏng và thực nghiệm cho thấy, mô hình động cơ S1100 chuyển đổi sang sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên đảm bảo độ tin cậy Vì vậy có thể hoàn toàn sử dụng mô hình này phục vụ cho các nghiên cứu tiếp theo
4 7 Kết luận chương 4
Động cơ diesel một xylanh S1100 đã được chuyển đổi thành động cơ sử dụng hoàn toàn khí thiên nhiên, qua phân tích các số liệu thực nghiệm thu được từ ba piston có kích thước hình học trên đỉnh khác nhau (PS1, PS2 và PS3) các kết luận được rút ra như sau:
Đối với động cơ diesel một xylanh chuyển đổi thành động cơ khí thiên nhiên cháy cưỡng bức, để giảm nguy cơ xuất hiện kích nổ và tiếng ồn, tỷ số nén tới hạn của động cơ là = 11,5
Với mục tiêu nâng cao tính kinh tế và giảm phát thải, kích thước của phần đỉnh piston ở động cơ khí thiên nhiên sau chuyển đổi cụ thể như sau: Đường kính phần lõm đỉnh piston là Db = 66 mm và độ sâu của phần lõm là Hb = 19 Thêm vào đó, đường tâm của phần trụ lõm trên đỉnh piston phải trùng với đường tâm của xylanh
KẾT LUẬN CHUNG VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN
Sau khi thực hiện nghiên cứu ảnh hưởng của tỷ số nén, hình dạng buồng cháy đến thời gian cháy và phát thải của động cơ diesel chuyển đổi sử dụng khí thiên nhiên nén, các kết luận của luận án được rút ra như sau:
Luận án đã tổng hợp và đưa ra giải pháp phù hợp để chuyển đổi động cơ diesel một xylanh thành động cơ cháy cưỡng bức sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên
Luận án xây dựng thành công mô hình động cơ sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên trên phần mềm AVL Boost dùng để khảo sát ảnh hưởng của tỷ số nén, hình dạng đỉnh piston đến thời gian cháy và phát thải của động cơ Các kết quả nghiên cứu mô phỏng đã xác định được tỷ số nén giới hạn, kết cấu buồng cháy và vị trí đặt bugi đánh lửa dành cho động cơ diesel một xylanh được chuyển đổi thành động cơ cháy cưỡng bức với nhiên liệu khí thiên nhiên
Luận án đã bước đầu chuyển đổi động cơ diesel một xilanh (ký hiệu S1100) thành động cơ đốt cháy cưỡng bức sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên với một số tỷ số nén và kết cấu đỉnh piston mới
Kết quả thực nghiệm đã chỉ ra rằng, ảnh hưởng của tỷ số nén, hình dạng đỉnh piston đến thời gian cháy và phát thải của động cơ là rất lớn Các kết quả thu được từ thực nghiệm đã chứng minh rằng, sự thay đổi hình dạng buồng cháy trên đỉnh
piston đã rút ngắn được thời gian cháy ở động cơ nghiên cứu Kết cấu hình học của đỉnh piston đã gián tiếp góp phần khắc phục được nhược điểm về tốc độ cháy chậm ở nhiên liệu khí thiên nhiên
Bộ dữ liệu và mô hình động cơ sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên trên phần mềm mô phỏng AVL Boost, cũng như hệ thống thực nghiệm động cơ CNG sau khi chuyển đổi từ động cơ diesel nguyên bản do luận án phát triển, ứng dụng trong việc khảo sát ảnh hưởng của một số thông số kết cấu đến đặc tính làm việc và phát thải của động cơ là tài liệu tham khảo hữu ích; có thể làm cơ sở cho việc chuyển đổi động cơ diesel sang sử dụng nhiên liệu khí thiên nhiên Các kết quả nghiên cứu đồng thời góp phần giảm phát thải khí nhà kính và giải quyết vấn đề về an ninh năng lượng ở nước ta
Hướng phát triển tiếp theo của đề tài là nghiên cứu nâng cao hiệu suất nhiệt của động cơ sau chuyển đổi và hướng đến phát triển động cơ sử dụng khí thiên nhiên thế hệ mới đạt hiệu suất nhiệt cao và thoả mãn tiêu chuẩn khí thải mới
TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] [2] [3] [4] [5] [6] [7] [8] [9] https://nangluongvietnam vn/vai-tro-cua-khi-thien-nhien-trong-tien-trinh- phat-trien-dat-nuoc-18249 html
https://www pvgas com vn/sanpham-dichvu/khi-thien-nhien-nen-cng https://mt gov vn/vn/tin-tuc/68763/ha-noi--no-luc-doi-moi--nang-cao-chat- luong-xe-buyt aspx
Semin, Rosli Abu Bakar, “A Technical Review of Compressed Natural Gas
as an Alternative Fuel for Internal Combustion Engines”, American J of
Engineering and Applied Sciences, volume 1, issue 4, pages: 302-311, 2008 Manoj Gwalwanshi, Gaurav Mittal, “A Review of Natural Gas—Diesel Dual
Fuel Engines”, Advances in Fluid and Thermal Engineering, Select
Proceedings of FLAME 2020
https://cng-vietnam com/kien-thuc/tim-hieu-ve-khi-tu-nhien
https://vi wikipedia org/wiki/Kh%C3%AD_thi%C3%AAn_nhi%C3%AAn https://nangluongvietnam vn/bang-chay-nguon-nang-luong-cua-tuong-lai- 6927 html
Aneta Skorek, Renata Włodarczyk, “The Use of Methane in Practical
Solutions of Environmental Engineering”, Journal of Ecological Engineering,
Volume 19, Issue 2, March 2018, pages: 172–178
[10] Konstantinos Gounari, Deligeorgiou Georgios, “Natural Gas as a Source of
Energy”, Proceeding of the International Conference on Advances In
Management, Economics And Social Science– MES 2014, pages: 6-9 [11] IEA “Database documentation Natural Gas Documentation 2021”,
International Energy Agency
[12] https://moit gov vn/bao-ve-nen-tang-tu-tuong-cua-dang/ket-qua-tich-cuc-cua- nganh-nang-luong-giai-doan-2016-2020-ta html
[13] TS Trần Ngọc Toản, “Dầu khí Việt Nam: Hiện trạng và thách thức phát
triển – Bài 1”, Tạp chí Năng lượng Việt nam, 24 5 2017
[14] TS Nguyễn Ngọc Sơn, “Dầu khí Việt Nam: Hiện trạng và thách thức phát
triển – Bài 3”, Tạp chí Năng lượng Việt nam, 31 5 2017
[15] Florida power & light company, “Natural gas specs sheet”, Fuel oil purchase contract, 11/06/2003
[16] Wanazelee Wan Abu Bakar, Rusmidah Ali, “Natural Gas”, Open access peer-reviewed chapter, August 18th 2010
[17] Richard Hutter, Johannes Ritzmann, Philipp Elbert and Christopher Onder, “Low-Load Limit in a Diesel-Ignited Gas Engine”, Energies 2017, volume 10, Issue 1450, pages: 1 of 27
[18] Clean cities US department of Energy, “Alternative Fuels Data Center Fuel
Properties Comparison”, January 2021
[19] Devarajan Ramasamy, K Kadirgama, M M Rahman and Z A Zainal,
“Analysis of compressed natural gas burn rate and flame propagation on a
sub-compact vehicle engine”, International Journal of Automotive and
Mechanical Engineering, Volume 11, pp 2405-2416, January-June 2015 [20] T Korakianitis, A M Namasivayam, R J Crookes, “Natural-gas fueled
spark-ignition (SI) and compression-ignition (CI) engine performance and emissions”, Progress in Energy and Combustion Science, volume 37 (2011),
pages: 89-112
[21] Phạm Minh Tuấn, “Động cơ đốt trong”, Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật, Hà Nội 2001 [22] [23] [24] [25] [26]
Suzana Kahn Ribeiro, Shigeki Kobayashi, “Chapter 5 - Transport and its
infrastructure”, In Climate Change 2007
Muhammad Imran Khan, Tabassum Yasmin, Abdul Shakoor, “Technical
overview of compressed natural gas (CNG) as a transportation fuel”,
Renewable and Sustainable Energy Reviews, Volume 51 (2015), pages: 785– 797
Dori Yuvenda, Bambang Sudarmanta, Arif Wahjudia, Oki Muraza,
“Improved combustion performances and lowered emissions of CNG-diesel
dual fuel engine under low load by optimizing CNG injection parameters”,
Fuel Journal, Volume 269 (2020), pages: 117-202
Jinlong Liu, Cosmin E Dumitrescu, “Flame development analysis in a diesel
optical engine converted to spark ignition natural gas operation”, Applied
Energy Journal, Volume 230 (2018), pages: 1205–1217
Mirko Baratta, Nicola Rapetto, “Fluid-dynamic and numerical aspects in the
simulation of direct CNG injection in spark-ignition engines”, Computers &
[27] Shiqiang Zhang, Chunshu Li, Ruilin Liu, Jingyang Bao and Miao Chi,
“Effects of the variable valve lift difference on in-cylinder gas flow in a four-
valve gasoline engine”, Journal of Automobile Engineering, Proceeding
Institution of Mechanical Engineer Part D, pages: 1-12
[28] Jacques Boree and Paul C Miles, “Chapter In-Cylinder Flow”, Book of Engines—Fundamentals, 2014, ISBN: 978-0-470-97402-5
[29] Jinlong Liu, Cosmin E Dumitrescu, “3D CFD simulation of a CI engine
converted to SI natural gas operation using the G-equation”, Fuel Journal,
Volume 232 (2018), pages: 833–844
[30] R R Taine, J Stephenson and S T Elder, “Characteristics of Diesel
Engines Converted to Spark Ignition Operation Fuelled with Natural Gas”,
SAE, International Congress and Exposition Detroit, Michigan, February 29- March 4 1988
[31] Jinlong Liu, Hemanth Kumar Bommisetty, Cosmin Emil Dumitrescu,
“Experimental Investigation of a Heavy-Duty Compression-Ignition Engine
Retrofitted to Natural Gas Spark-Ignition Operation”, Journal of Energy
Resources Technology, November 2019, Volume 141, pages: 112207-1- 112207-12 [32] [33] [34] [35] [36]
Alberto Boretti, “Advantages of converting Diesel engines to run as dual fuel
ethanoleDiesel”, Journal of Applied Thermal Engineering, Volume 47
(2012), pages: 1-9
Bruce Chehroudi, “Use of Natural Gas in Internal Combustion engines” International Non-renewable Energy Sources Congress, Tehran, Iran, December 26-30, 1993, pages: 1-21
Md Ehsan and Shafiquzzaman Bhuiyan, “Dual Fuel Performance of a Small