Kết cấu van EGR điện từ điều khiển b ng cuộn dây

điều khiển bằng cuộn dây

khi sử dụng loại van này không phù hợp với điều kiện làm việc của van trong môi trƣờng nhiều bụi b n trên đƣờng thải của động cơ.

- Van EGR điện từ điều khiển bằng động cơ điện một chiều không chổi than

Hiện nay động cơ điện một chiều không chổi than nhƣ trên

Hình 2.11 đƣợc sử dụng rất phổ

biến trong việc điều khiển van EGR. Loại động cơ này cho kết quả điều khiển chính xác với việc xác định đƣợc hành trình điều khiển phản hồi về mạch điều

khiển, ngoài ra nó cịn có khả năng cho lực mở van lớn hơn các loại van điện từ khác bởi vì:

+ Khơng có tiếp điểm cơ khí nên khi hoạt động khơng tạo ra tia lửa điện, thích hợp trong các mơi trƣờng làm việc dễ cháy nổ. Ít phải bảo dƣỡng, sửa chữa.

+ Mômen khởi động lớn, tốc độ vịng quay cao, khi tích hợp với mạch điều khiển rất thuận lợi trong việc điều khiển tốc độ và hành trình của động cơ.

+ Tốc độ vịng quay cao, khi tích hợp với mạch điều khiển rất dễ điều khiển tốc độ và hành trình của động cơ.

Nh n xét:

Từ đ c điểm của các loại van EGR đã trình bày ở trên, tác giả lựa chọn van EGR điện từ điều khiển b ng động cơ điện một chiều không chổi than để lắp đ t trên hệ thống luân hồi khí thải của động cơ D1146TI.

Hình 2.11. Kết cấu van EGR điện từ

Động cơ điện một chiều không chổi than đƣợc chia làm hai loại: động cơ có senser cảm biến vị trí và động cơ khơng có senser cảm biến vị trí. Cấu tạo cụ thể của động cơ điện một chiều không chổi than đƣợc thể hiện trên Hình 2.12.

Kết luận chƣơng 2

Trên cơ sở các kết quả nghiên cứu nhƣ đã trình bày ở trên có thể đƣa ra các kết luận sau:

Thực trạng phát thải của động cơ D1146TI, cụ thể là đã đƣợc cải tiến nâng cấp rất nhiều và thông quả kết quả đo mức phát thải của động cơ khi chƣa lắp bộ

EGR thấy r ng lƣợng phát thải NOx, PM, HC và CO động cơ D1146TI lắp trên xe

bus rất độc hại và ngày một n ng nề hơn. Để khắc phục thực trạng này tác giả tập

trung nghiên cứu các giải pháp giảm phát thải độc hại, đ c biệt là NOx cho động cơ

nói trên.

Qua phân tích đ c điểm của các giải pháp thì tác giả lựa chọn hệ thống luân hồi áp suất thấp lắp cho động cơ và lựa chọn van luân hồi EGR điều khiển điện tử lắp cho hệ thống là một biện pháp hiệu quả và phù hợp với điều kiện kinh tế, khoa học công nghệ của Việt Nam hiện nay.

Đ c điểm cấu tạo của các cụm chi tiết trong hệ thống luân hồi là cơ sở để thiết kế, tính tốn hệ thống luân hồi khí thải bố trí trên động cơ D1146TI một cách khoa học và hợp lý nhất.

Chƣơng 3. THIẾT KẾ HỆ THỐNG LUÂN HỒI KHÍ THẢI TRÊN ĐỘNG CƠ DIESEL TĂNG ÁP

3.1. Cơ sở thiết kế hệ thống luân hồi khí thải 3.1.1. Quan điểm thiết kế 3.1.1. Quan điểm thiết kế

Sử dụng hệ thống luân hồi khí thải là một biện pháp đạt hiệu quả cao trong

việc giảm NOX của khí thải động cơ. Tuy nhiên phƣơng pháp này lại làm tăng

lƣợng phát thải dạng hạt PM vƣợt quá giới hạn tiêu chu n cho phép.

Để giảm phát thải NOX một cách hiệu quả, kinh tế cần phải thiết kế hệ thống

luân hồi khí thải cho những xe bus đang lƣu hành. Bởi vì thực tế ở nƣớc ta hiện nay các xe bus (đ c biệt là xe bus sử dụng động cơ diesel tăng áp) vẫn chƣa đƣợc lắp hệ thống này. Nhƣng khi bố trí lắp đ t hệ thống luân hồi trên xe rất khó khăn, phức tạp là do không gian khoang chứa động cơ nhỏ và hệ thống tƣơng đối cồng kềnh. Vì vậy trong quá trình thiết kế hệ thống luân hồi cần đảm bảo đƣợc các yêu cầu kỹ thuật sau:

- Bố trí hệ thống trên khoang động cơ phải hợp lý, khoa học. - Dễ dàng tháo lắp.

- Không ảnh hƣởng đến các chi tiết làm việc của động cơ. - Đảm bảo các thông số làm việc của hệ thống luân hồi.

- Hệ thống luân hồi làm việc phải đáp ứng đƣợc các yêu cầu về phát thải theo tiêu chu n hiện hành.

3.1.2. Phƣơng án thiết kế

- Dựa vào kết cấu và các thông số kỹ thuật thực tế của động D1146TI để lựa chọn phƣơng án tính tốn, thiết kế hệ thống ln hồi.

- Đựa trên các kết quả nghiên cứu của đề tài trƣớc có nội dung liên quan. - Thiết kế hệ thống ln hồi dựa trên mơ hình lý thuyết của động cơ D1146TI.

3.2. Thiết kế hệ thống luân hồi khí thải cho động cơ diesel D1146TI 3.2.1. Thiết kế ống venturi 3.2.1. Thiết kế ống venturi

3.2.1.1. Đ c điểm c a ống venturi

Ống venturi là một chi tiết dùng thay đổi lƣu lƣợng dịng khí thải đi vào đƣờng nạp của động cơ. Trên cơ sở tham khảo tài liệu [16], một ống venturi có kết cấu nhƣ trong Hình 3.1 gồm các thông số cơ bản sau:

a. Hệ số thu hẹp (r)

Hệ số thu hẹp r là tỷ lệ giữa tiết diện thu hẹp và tiết diện của đƣờng ống (hay đƣờng nạp), đƣợc xác định theo cơng thức: A A r 0 Trong đó: A : Tiết diện đƣờng ống nạp.

A0 : Tiết diện đƣờng ống tại vị trí luân hồi.

Dựa vào một số kết quả nghiên cứu [16], ta thấy ảnh hƣởng của hệ số thu hẹp đến tỷ lệ luân hồi và tổn thất áp suất (Hình 3.2) nhƣ sau:

- Khi r lớn: tỷ lệ luân hồi và tổn thất áp suất tại vị trí luân hồi nhỏ.

- Khi r nhỏ: tỷ lệ luân hồi lớn, tổn thất áp suất tại vị trí luân hồi lớn.

Việc lựa chọn hệ số thu hẹp rất quan trọng, ta phải lựa chọn r để đảm bảo tỷ lệ khí luân hồi đồng thời đảm bảo tổn thất áp suất tại vị trí ln hồi nhỏ nhất.

Hình 3.1. Hình dạng kết cấu ống venturi

Hỗn hợp

Hình 3.2. Ảnh hưởng của hệ số thu hẹp

b. Hình dạng của ống venturi

Ống venturi phải có kết cấu đảm bảo vừa gọn nhẹ, cho phép tỷ lệ luân hồi cao và tổn thất nhỏ nhất.

Dựa vào một số tài liệu tham khảo [16], ống venturi có 2 dạng: miệng kèn (Bell mouth) và cơn (Cone) nhƣ trên Hình 3.3. Cụ thể:

- Nếu xét về hiệu quả luân hồi và tổn thất áp suất thì đối với ống venturi dạng loa kèn có khả năng cho tỷ lệ luân hồi cao hơn dạng côn, tuy nhiên tổn thất áp suất cũng cao.

- Nếu xét về m t kết cấu thì chiều dài ống venturi dạng miệng kèn ngắn hơn dạng côn, do đó khi lắp vào hệ thống sẽ dễ dàng hơn.

Trên thực tế ống venturi thƣờng có dạng cơn, với 2 thơng số đ c trƣng đó là: độ côn (α) và chiều dài ống (L).

Hai thông số (α, L) phải đƣợc lựa chọn sao cho kích thƣớc ống là nhỏ gọn nhất, tổn thất ít nhất và tỷ lệ luân hồi lớn nhất.

Theo kết quả nghiên cứu [16] chỉ ra tổn thất áp suất phụ thuộc chủ yếu vào góc cơn (α). Ở cùng chế độ làm việc của động cơ, khi góc cơn (α) nhỏ thì tổn thất áp suất nhỏ, tổn thất áp suất tăng khi (α) tăng.

Kết quả trên đồ thị Hình 3.4 thể hiện mối quan hệ giữa α, L và tổn thất áp suất trên ống khuếch tán:

- Trên đồ thị ta thấy, tại α = 5,50 thì tổn thất là nhỏ nhất, khi α tăng lên 80, 110,

170 thì tổn thất áp suất tăng tƣơng ứng.

Hình 3.3. Ảnh hưởng của hình dạng ống venturi

- M t khác, về m t kết cấu thì góc cơn α và chiều dài ống L tỷ lệ nghịch với nhau, khi α nhỏ thì L lớn và ngƣợc lại.

- Giả sử Lo là chiều dài ống ứng

với góc cơn α = 5,50 thì tại các góc các

góc 80, 110 và 170 chiều dài ống tƣơng

ứng là 0,7 Lo, 0,5 Lo và 0,3 Lo.

Kết quả nghiên cứu cũng cho

thấy (α, L) ảnh hƣởng khơng đáng kể đến tỷ lệ ln hồi khí thải. Do đó, ta chỉ cần lựa chọn α và L sao cho vừa đảm bảo kích thƣớc ống nhỏ gọn và tổn thất áp suất tại vị trí luân hồi là nhỏ nhất.

Nh n xét:

- Hệ số thu hẹp của ống phải đảm bảo khí thải có thể đi vào đƣờng nạp với tỷ lệ nhất định và tổn thất áp suất cục bộ tại vị trí bóp dòng là nhỏ nhất.

- Sự chênh lệch về hiệu quả luân hồi và tổn thất áp suất giữa hai loại ống: miệng kèn và cơn khơng nhiều. Do đó việc lựa chọn dạng ống chỉ phụ thuộc vào kết cấu chung của đƣờng nạp.

- Chiều dài phần ống khuếch tán L (cũng nhƣ góc cơn α) đƣợc lựa chọn tùy theo kết cấu chung của đƣờng nạp.

3.2.1.2. Thiết kế ống venturi

Trong thiết kế ống venturi thì thiết kế phần ruột ống là quan trọng nhất bởi vì

nó quyết định đến tỷ lệ luân hồi, do đó quyết định đến giảm thành phần NOX. Các

nội dung thiết kế, lựa chọn ống venturi gồm:

a. Chiều dài ống venturi

Chiều dài của ống venturi nhƣ thể hiện trên Hình 3.5 phụ thuộc vào hai yếu tố: kết cấu chung của hệ thống luân hồi khí thải và tổn thất khí động.

Hình 3.4. Ảnh hưởng của dạng ống

- Nếu ống quá ngắn: thì thiết kế đƣờng nạp dễ dàng hơn, nhƣng tiết diện thu hẹp đột ngột nên tổn thất khí động lớn.

- Nếu ống q dài: tổn thất khí động giảm, tuy nhiên khó lắp vào hệ thống và khó thiết kế phần ống nạp (vì lúc này đƣờng nạp phải ngắn lại). Nhƣ đã trình

bày trong phần trên, dựa vào kết cấu chung của ống nạp, ta chọn chiều dài ống venturi là L = 200mm.

b. Đường kính ống dẫn khí luân hồi

Trên cơ sở tham khảo một số đƣờng ống dẫn khí luân hồi của một số loại động cơ có sử dụng hệ thống ln hồi khí thải và tính tốn sơ bộ từ lƣợng khí luân hồi tối

đa, ta chọn đƣờng kính ống luân hồi dl = 20mm.

c. Góc hợp bởi đường ống dẫn khí luân hồi và đường dẫn khí tăng áp (α)

- Ảnh hƣởng của góc đ t α đến q trình ln hồi khí thải:

+ Khi góc đ t α càng nhỏ thì q trình lƣu động của dịng khí thải vào đƣờng nạp càng thuận lợi hơn, do đó tổn thất khí động càng ít và ngƣợc lại.

+ Tuy nhiên, khi góc đ t ống ln hồi càng lớn thì tổn thất khí động càng lớn nhƣng q trình hịa trộn giữa hai dịng khí sẽ đƣợc cải thiện do hình thành xốy nên quá trình cháy đƣợc cải thiện.

- Về m t cơng nghệ: khi góc đ t càng nhỏ thì q trình chế tạo ống càng phức tạp hơn.

Với các tiêu chí nhƣ vậy, để xác định góc đ t ống (α) ta mơ phỏng 5 trƣờng

hợp ống có góc đ t (α) khác nhau: 900

, 750, 600, 450, 300 ứng với một tiết diện thu

hẹp (d0). Từ đó xác định đƣợc góc đ t α phù hợp nhất.

d. Vị trí đặt ống luân hồi

Nhƣ đã phân tích ở trên, ống luân hồi phải đ t ở vị trí bóp dịng của đƣờng nạp. Tuy nhiên để xem xét ảnh hƣởng của vị trí đ t ống đến q trình lƣu động của dịng khí nhƣ thế nào ta sẽ thay đổi vị trí đ t ống để thay đổi vị trí khí thải bắt đầu đi vào đƣờng nạp. Ta sẽ mô phỏng 3 trƣờng hợp đ t ống khác nhau (với cùng góc đ t và tiết diện thu hẹp).

Lệch trái Chính giữa Lệch phải

Hình 3.6. Các vị trí đặt ống venturi

e. Đường kính thu hẹp

Đây đƣợc coi là yếu tố quan trọng nhất, nó quyết định khả năng ln hồi khí thải vào đƣờng nạp. Với mỗi một chế độ làm việc của động cơ, ta phải xác định

đƣờng kính thu hẹp d0 đảm bảo hai yêu cầu: đáp ứng đƣợc tỷ lệ khí luân hồi và tổn

thất khí động là nhỏ nhất.

Tham khảo trong một số tài liệu [16], ống venturi có hệ số thu hẹp nhỏ nhất

rmin ≈ 0,1. Với hệ số thu hẹp r = 0,1 chắc chắn đảm bảo khí thải đi vào đƣờng nạp

với tỷ lệ tối đa. Sau đó ta sẽ tăng r đến rmax để giảm đƣợc tổn thất khí động mà vẫn

đảm bảo tỷ lệ khí luân hồi ứng với mỗi chế độ làm việc của động cơ. Việc xác định hệ số thu hẹp r sẽ đƣợc thực hiện thông qua việc mô phỏng trên Fluent với bộ dữ liệu đầu vào đƣợc xác định qua việc mô phỏng trên AVL Boost.

3.2.2. Thiết kế ống làm mát khí luân hồi

3.2.2.1. Cơ sở thiết kế

Khí ln hồi có nhiệt độ cao nên khi đƣa quay trở lại vào động cơ sẽ sấy nóng và làm giảm mật độ khí nạp. Vì vậy phải làm mát khí luận hồi. Khí luân hồi đƣợc

làm mát bởi các biện pháp: làm mát b ng khí nén và làm mát b ng nƣớc làm mát động cơ.

Trên động cơ D1146TI việc bố trí hệ thống làm mát b ng khí nén rất khó khăn hơn nữa hiệu quả làm mát kém. Do đó lựa chọn giải pháp làm mát b ng nƣớc từ hệ thống làm mát động cơ để làm mát khí luân hồi là hợp lý vì nó khơng làm ảnh hƣởng nhiều đến việc bố trí thiết bị trên động cơ. Trong phƣơng pháp này sẽ trích một phần nƣớc làm mát động cơ cho đi qua ống làm mát khí luân hồi.

Để thiết kế ống làm mát khí luân hồi vừa đảm bảo tính năng kỹ thuật đồng thời giảm đƣợc nhiệt độ khí luân hồi sau khi qua ống làm mát thì cần phải xác định đƣợc

nhiệt lƣợng làm mát khí luân hồi (Qlmklh) đi qua ống làm mát. Ta phải dựa vào

phƣơng trình cân b ng nhiệt, tức là lƣợng nhiệt làm mát khí luân hồi phải b ng với lƣợng nhiệt do nƣớc làm mát đi qua ống làm mát khí luân hồi và đƣợc thể hiện b ng phƣơng trình cân b ng nhiệt nhƣ sau:

Qlmklh Qn (3.1)

Trong đó:

* Qn: Lƣợng nhiệt nƣớc làm mát khí luân hồi đƣợc xác định theo công thức:

Qn Gn.Cn.tn (3.2)

Với: n

G : Lƣợng nƣớc tuần hoàn trong hệ thống trong 1 đơn vị thời gian và đƣợc

xác định theo công thức:

n

C : Tỷ nhiệt của môi chất làm mát (J/kgđộ). Với nƣớc Cn= 4187 J/kgđộ (1,0

kcal/kgđộ).

n

t

 : Hiệu nhiệt độ nƣớc vào và ra két làm mát, với:

tn tnvtnr (3.3)

* Qlmklh : Lƣợng nhiệt làm mát khí ln hồi.

lmklh

Do đó truyền nhiệt từ khí luân hồi (trong ống dẫn khí luân hồi) ra nƣớc làm mát (nƣớc làm mát bao xung quanh ống làm mát khí luân hồi) diễn ra trong ống làm mát khí luân hồi là sự truyền nhiệt từ môi chất này đến môi chất khác qua thành mỏng. Nhƣ vậy q trình truyền nhiệt có thể phân ra làm ba giai đoạn ứng với ba phƣơng trình truyền nhiệt thể hiện trên Hình 3.7 là:

- Giai đoạn 1: Từ khí luân hồi đến m t thành ống bên trong:  1 1 1 1  .F t t Qlm  klh (3.4)

- Giai đoạn 2: Từ m t thành ống bên trong qua thành ống đến m t ngoài ống:     1 1 2 2 .F t t Qlm   (3.5)

- Giai đoạn 3: Từ m t ngoài của thành ống đến nƣớc làm mát khí luân hồi:  n lm F t t Q 3 2. 2 2 (3.6) Vậy: 3 2 1 lm lm lm lmklh Q Q Q Q    (3.7) Với: 3 2 1, lm , lm lm Q Q

Q : Là nhiệt lƣợng của khí luân hồi truyền tới thành ống bên trong,

qua thành ống, m t ngoài thành ống đến nƣớc làm mát, đơn vị tính là (J/s).

1

 : Hệ số tản nhiệt từ khí luân hồi đến thành trong của ống dẫn khí luân hồi,

đơn vị (W/m2.độ).

: Hệ số dẫn nhiệt của vật liệu làm ống dẫn khí luân hồi, đơn vị (W/m2.độ)

ho c (kcal/m.h0C). Với Đồng: λ = 83,9 ÷ 126, Thép khơng gỉ: λ = 9,3 ÷ 18,6.

 : Chiều dày của thành ống dẫn khí luân hồi (m).