Luận án Nghiên cứu ảnh hưởng của một số thông số kết cấu đến đặc tính làm việc và phát thải của động cơ diesel chuyển đổi sử dụng khí thiên nhiên nén (CNG)

Nội dung text: Luận án Nghiên cứu ảnh hưởng của một số thông số kết cấu đến đặc tính làm việc và phát thải của động cơ diesel chuyển đổi sử dụng khí thiên nhiên nén (CNG)

1. khiển, xử lý số liệu tự động và hiển thị kết quả như PUMA, EMCON300, Concerto và ISAC300, giúp cho quá trình điều khiển được dễ dàng và bảo đảm kết quả thử nghiệm chính xác. Từ trường tương hỗ giữa rotor và stator tạo ra mômen cản với rotor và cân bằng với mômen dẫn động từ rotor (rotor là cụm phanh được nối với trục dẫn động từ động cơ). Cường độ từ trường tương hỗ giữa rotor và stator được điều chỉnh để tăng hoặc giảm mômen cản trên trục dẫn động từ động cơ. Khả năng thay đổi mômen phanh thích hợp cho việc điều khiển tự động ở các chế độ thử của động cơ. Cụm phanh có chức năng làm việc ở chế độ máy phát (phanh đối với động cơ) và chế độ động cơ (kéo động cơ quay) nên có thể dùng để chạy rà nguội và thí nghiệm động cơ trên cùng một băng thử. Ngoài ra công suất động cơ được hấp thụ và biến đổi thành năng lượng điện trong thiết bị (phanh). Dòng điện này qua bộ biến tần và được đưa ra ngoài. Đặc biệt phanh APA 100 còn có chức năng mô tả các sức cản lên động cơ như động cơ đang lắp trên ôtô chạy trên đường bằng phần mềm ISAC. Hình 4.20. Sơ đồ phanh điện APA100 1.Mặt trên, 2.Stator, 3.Rotor, 4.Nắp, 5.Quạt thông gió, 6.Giảm chấn, 7.Mặt bích để lắp thiết bị calib, 8.Đế 4.4.2. Thiết bị đo lượng nhiên liệu Thiết bị New-Flow (hình 4.21) được sử dụng để đo lượng nhiên liệu khí CNG tiêu thụ của của động cơ. Thiết bị New-Flow gồm các bộ phận chính: ống dẫn khí, các cảm biến, bộ xử lý dữ liệu và màn hình hiển thị. Thiết bị sử dụng nguồn 24VDC và có thể đo được lưu lượng từ 0 đến 250 lít /phút với độ chính xác 1%. Thiết bị đo 101
2. trước khi đi ra khỏi lỗ phun là 1bar. Thời điểm đánh lửa sẽ được điều chỉnh để đạt được mô men lớn nhất trong suốt quá trình thử nghiệm. 4.5.2. Phạm vi thử nghiệm Các nội dung thí nghiệm của luận án được thực hiện tại Trung tâm nghiên cứu động cơ, nhiên liệu và khí thải Động cơ đốt trong, Nhà C15, Viện Cơ khí động lực, Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Với điều kiện vận chuyển và tồn chứa nhiên liệu khó khăn, nên nhiên liệu sử dụng trong thử nghiệm sẽ là trường hợp đặc biệt của khí thiên nhiên thành phần khí Mê-tan (CH4) có thể đạt trên 90%. Do vậy các tính toán về nhiệt có thể sử dụng tương đương nhiên liệu khí CH4. Tốc độ động cơ chỉ giới hạn trong vùng tốc độ của động cơ diesel ban đầu. Nhiên liệu cung cấp sẽ được hạ xuống đến 1 bar để cấp vào đường chờ của vòi phun, ở trước van an toàn theo đường nhiên liệu cấp. Trong quá trình thử nghiệm lambda tại mỗi điểm đo luôn được duy trì tại giá trị  = 1, để tránh hư hỏng động cơ với mỗi điểm đo khi có các cảm nhận kiểu động cơ bị kích nổ thì điểm đo đó sẽ dừng lại. 4.6. Kết quả thử nghiệm và thảo luận 4.6.1. Ảnh hưởng của hình dạng đỉnh piston và tỷ số nén đến mô men và công suất Hình 4.22. Ảnh hưởng của hình dạng đỉnh piston đến mô men Hình 4.22 trình bày các kết quả thu được từ quá trình thí nghiệm động cơ sau chuyển đổi với cùng một mục tiêu là đạt được mô men (Me) lớn nhất, phương pháp thực hiện để hướng đến mục tiêu này là lượng nhiên liệu cấp và thời điểm đánh lửa sẽ thay đổi để đạt được giá trị mô-men lớn nhất tại mỗi tốc độ động cơ. Nhìn chung, mô-men đo được của cả ba kiểu đỉnh piston có xu hướng thay đổi tương tự nhau khi tốc độ động cơ tăng từ 1000 vòng/phút lên 2000 vòng/phút. Lý 103
3. giá trị mô men của PS3 luôn nhỏ hơn sơ với PS2 chủ yếu là do ảnh hưởng của kết cấu hình học của đỉnh piston. Để hiểu rõ hơn về ảnh hưởng của kết cấu hình học đỉnh piston, cần so sánh mô- men và công suất của ba kết cấu hình học đỉnh piston ở cùng điều kiện như giữ tốc độ động cơ cố định tại n = 1400 vòng/phút và lambda được điều chỉnh tại giá trị  = 1. Mục đích khi giữ cố định tốc độ động cơ tại 1400 vòng/phút nhằm loại bỏ ảnh hưởng của tổn thất lưu khối trên đường nạp. Trong khi đó giá trị lambda được cố định tại  = 1 là để đánh giá được ảnh hưởng của hình dạng buồng cháy đến mô men công suất động cơ. Hình 4.23. Ảnh hưởng của hình dạng đỉnh piston đến công suất Ở cùng điều kiện thí nghiệm: n = 1400 vòng/phút,  = 1 và góc đánh lửa được điều chỉnh để đạt giá trị mô men lớn nhất, các kết quả thu được từ thực nghiệm được trình bày ở hình 4.23 đã chỉ ra cho thấy sự thay đổi của cả mô-men và công suất là giống nhau khi thay đổi hình dạng và kích thước của buồng cháy. Trường hợp OB = 0 nghĩa là đường tâm của phần thể tích buồng cháy trên đỉnh piston trùng với đường tâm của xylanh. Giá trị mô-men và công suất động cơ của trường hợp PS1 lớn hơn so với PS2 khi tăng tỷ số nén từ  = 11,5 đế  = 12,5 là do ba nguyên nhân chính: lượng nhiên liệu nạp được nhiều hơn, phần công nén và tổn thất nhiệt nhỏ hơn. Khi tăng tỷ số nén đã làm giảm thể tích buồng cháy, vì vậy khối lượng nhiên liệu nạp vào trong buồng cháy sẽ giảm đồng thời áp lực tác dụng lên đỉnh piston tăng nên phần công dành để thực hiện quá trình nén tăng. Thêm vào đó, khi tăng tỷ số nén sẽ làm tăng vận tốc squish ở gần cuối kỳ nén, do vậy động năng 105
4. của các khí bên trong buồng cháy có động năng giảm. Đây là nguyên nhân làm cản trở quá trình vận chuyển nhiệt từ các khí truyền cho thành vách buồng cháy. Để giải thích rõ hơn nguyên nhân dẫn đến sự khác biệt về kết quả đo giữa PS1 và PS2, bước tiếp theo sẽ phân tích ảnh hưởng của kích thước hình học đỉnh piston đến khả năng đốt cháy nhiên liệu ở bên trong xylanh động cơ. Hình 4.24. Sự thay đổi của áp suất trong xylanh theo góc quay trục khuỷu Hình 4.25. Lượng nhiên liệu đã cháy thay đổi theo góc quay trục khuỷu Từ phương trình 2.16 và các thông số đo như áp suất trong buồng cháy trục khuỷu và lượng nhiên liệu cấp từ vòi phun, lượng nhiên liệu đã cháy theo góc quay trục khuỷu đã được tính và trình bày như hình 4.25. Ở cùng điều kiện làm việc như: tốc độ động cơ cố định tại n = 1400 vòng/phút, giá trị lambda được kiểm soát và giữ tại  = 1, thời điểm đánh lửa sẽ điều chỉnh để được giá trị mô men lớn nhất, xu 107
5. 4.6.3. 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. 109
6. 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 Công suất động cơ Ne (Kw) động cơ PS1 PS2 PS3 (v/ph) ( = 11,5 chính tâm) ( = 12,5 chính tâm) ( = 12,5 lệch tâm) Thực Mô Thực Mô Thực Mô nghiệm phỏng nghiệm phỏng nghiệm 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 7,24 111
7. 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 Tốc độ Phát thải HC (ppm) động cơ PS1 PS2 PS3 (v/ph) ( = 11,5 chính tâm) ( = 12,5 chính tâm) ( = 12,5 lệch tâm) Thực Mô Thực Mô Thực Mô nghiệm phỏng nghiệm phỏng nghiệm 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 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 Phát thải NOx (ppm) động cơ PS1 PS2 PS3 (v/ph) ( = 11,5 chính tâm) ( = 12,5 chính tâm) ( = 12,5 lệch tâm) Thực Mô Thực Mô Thực Mô nghiệm phỏng nghiệm phỏng nghiệm 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 691 886,5 719 920 713 833,17 113
8. 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. 115
9. [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]. Suzana Kahn Ribeiro, Shigeki Kobayashi, “Chapter 5 - Transport and its infrastructure”, In Climate Change 2007. [23]. 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. [24]. 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. [25]. 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. [26]. Mirko Baratta, Nicola Rapetto, “Fluid-dynamic and numerical aspects in the simulation of direct CNG injection in spark-ignition engines”, Computers & Fluids Journal, Volume 103 (2014), pages: 215–233. 117
10. [37]. Abhay Tiwari, “Converting a Diesel Engine to Dual-Fuel Engine Using Natural Gas”, International Journal of Energy Science and Engineering, Volume 1, Number 5, 2015, pages: 163-169. [38]. N. Ravi Kumar, Y. M. C. Sekhar, and S. Adinarayana, “Effects of Compression Ratio and EGR on Performance, Combustion and Emissions of Di Injection Diesel Engine”, International Journal of Applied Science and Engineering, 2013, Volume 11, Issue 1, pages: 41-49. [39]. Martyn Roberts “Benefits and challenges of variable Compression Ratio (VCR)”, paper Number 03p-227, 2002 Society of Automotive Engineers [40]. Amjad Shaik, N Shenbaga Vinayaga Moorthi and R Rudramoorthy, “Variable Compression ratio Engine a future power plant for automobiles an overview”, proc.IMechE Vol. 221 part D: J.Automobile Engineering, 4 April 2007. [41]. Ragadia Sadiq Y, “Theoritical Investigaiton of Influence of Compression Ratio on Performance And Emissions of Spark Ignition Engine”, International Journal of Scientific Research, Volume 5, Issue 4, April 2016. [42]. M Mittal, G Zhu, and H Schock, “Fast mass-fraction-burned calculation using the net pressure method for real-time applications”, Journal of Automobile Engineering, Proceeding Mechanical Engineering 2009, Volume 223, Part D, pages: 389-394. [43]. Ismail Altına, Atilla Bilgin, Ismet Sezer, “Theoretical investigation on combustion characteristics of ethanol-fueled dual-plug SI engine”, Fuel 257 (2019), 116068, pages: 1-7. [44]. Jinlong Liu, “Investigation of Combustion Characteristics of a Heavy-Duty Diesel Engine Retrofitted to Natural Gas Spark Ignition Operation”, Doctor of Philosophy, West Virginia University, 2018. [45]. Zuohua Huang, Bing Liu, “Combustion Characteristics and Heat Release Analysis of a Spark-Ignited Engine Fueled with Natural Gas-Hydrogen Blends”, Journal of Energy & Fuels, Volume 21, 2007, pages: 2594-2599. [46]. Saeed Ghaffarzadeh, Ali Nassiri Toosia, Vahid Hosseini, “An experimental study on low temperature combustion in a light duty engine fueled with diesel/CNG and biodiesel/CNG”, Journal of Fuel 2019, pages: 1-10. [47]. Chondanai Vipavanich, Sathaporn Chuepeng, and Sompol Skullong, “Heat Release Analysis and Thermal Efficiency of a Single Cylinder Diesel Dual Fuel 119
11. [59]. Johansson, B., & Olsson, K. (1995). “Combustion Chambers for Natural Gas SI Engines Part I: Fluid Flow and Combustion”. SAE Transactions, Journal of Engines, 104(SAE Technical Paper 950469). [60]. John B. Heywood, “Internal Combustion Engine Fundamentals”. [61]. WangZhi, LiuHui, Rolf DReitz, “Knocking combustion in spark-ignition engines”, (2017), [62]. Kapil Dev Choudharya , Ashish Nayyarb , M.S. Dasgupta,” Effect of compression ratio on combustion and emission characteristics of C.I. Engine operated with acetylene in conjunction with diesel fuel”,(2018), [63]. Senthil Ramalingam, Paramasivam Chinnaia, Silambarasan Rajendran, ”Influence of Compression Ratio on the Performance and Emission Characteristics of Annona Methyl Ester Operated DI Diesel Engine”, (2014), [64]. Rronald m. dell patrick t. moseley david ajrand, “ towards sustainable road transport”, (2014) pages 109-156, 0.00004-9 [65]. John H. Weaving, “Internal Combustion Engineering: Science & Technology”. [66]. John B. Heywood, “Internal Combustion Engine Fundamentals”. [67]. Nguyễn Tuấn Thanh, Phạm Minh Tuấn, Bùi Nhật Huy, Khổng Văn Nguyên , Vũ Văn Quang, “ Nghiên cứu môn đánh giá động cơ rcci so với động cơ diesel nguyên bản trên phần mềm avl-boost”, (2021). [68]. Văn Huy Phạm, “ Nghiên cứu và tính toán mô phỏng động cơ diesel sử dụng nhiên liệu Dimethyl ether (DME)”, (2014). [69]. Nguyễn Lan Hương, Lương Công Nhớ, Hoàng Anh Tuấn, “ Nghiên cứu tính toán mô phỏng động cơ Diesel sử dụng hỗn hợp nhiên liệu Dimethyl Ether (DME) và Diesel”,( 2015). [70]. Phạm Tất Thắng, Nguyễn Xuân Tuấn,” Nghiên cứu sử dụng nhiên liệu cng cho động cơ ja31e dùng trên xe urban concepte tham gia cuộc thi shell eco – marathon”, (2018). [71]. Lê Văn Tụy,” Tính toán mô phỏng cung cấp nhiên liệu khí thiên nhiên (CNG) phun trực tiếp trong động cơ có tỷ số nén cao”, (2009). 121
12. [86]. “Effect of combustion chamber shape on tumble flow squish-generated flow and burn rate”, JSAE Review 23 (2002) 291-296. [87]. Harshavardhan, B. and Mallikarjuna, J., "Effect of Combustion Chamber Shape on In-Cylinder Flow and Air-Fuel Interaction in a Direct Injection Spark Ignition Engine - A CFD Analysis," SAE Technical Paper 2015-26- 0179, 2015, [88]. Theory AVL-BOOST version 2011.1. [89]. Users guide AVL-BOOST version 2011.1. 123