ZÁŽEHOVÝ PŘEPLŇOVANÝ MOTOR HONDA

VYSOKÉ UČENÍ TECHNICKÉ V BRNĚ BRNO UNIVERSITY OF TECHNOLOGY

FAKULTA STROJNÍHO INŽENÝRSTVÍ ÚSTAV AUTOMOBILNÍHO A DOPRAVNÍHO INŽENÝRSTVÍ FACULTY OF MECHANICAL ENGINEERING INSTITUTE OF AUTOMOTIVE ENGINEERING

ZÁŽEHOVÝ PŘEPLŇOVANÝ MOTOR HONDA GASOLINE TURBOCHARGED ENGINE HONDA

DIPLOMOVÁ PRÁCE DIPLOMA THESIS

AUTOR PRÁCE

Bc. PETR MALEC

AUTHOR

VEDOUCÍ PRÁCE SUPERVISIOR

BRNO 2015

Ing. DAVID SVÍDA PhD.

ABSTRAKT Tato diplomová práce se zabývá návrhem vhodného plnicího turbodmychadla pro zážehový motor Honda 1.98L. Součástí je odborná rešerše dosavadních systémů používaných pro přeplňování zážehových motorů. Další částí je pak výpočtová část pro určení správných parametrů kompresoru a turbíny. Na závěr je provedena simulace vybraného turbodmychadla spolu s motorem pomocí softwaru GT Power.

KLÍČOVÁ SLOVA Turbodmychadlo, zážehový spalovací motor, kompresor, turbína, aktuátor, bypassový kanál, výkon, točivý moment, GT Power.

ABSTRACT This diploma thesis describes the design of a suitable filling turbocharger for gasoline engine Honda 1.98L. Includes professional research existing systems used for charged gasoline engines. Another part is a calculation to determine the correct parameters of the compressor and turbine. At the end is a simulation of selected turbocharger and engine work together using GT Power software simulation.

KEYWORDS Turbocharger, gasoline internal combustion engine, compressor, turbine, actuator, waste gate channel, power, torque, GT Power.

BIBLIOGRAFICKÁ CITACE

BIBLIOGRAFICKÁ CITACE MALEC, P. Zážehový přeplňovaný motor Honda. Brno: Vysoké učení technické v Brně, Fakulta strojního inženýrství, 2015. 90 s. Vedoucí diplomové práce Ing. David Svída, Ph.D.

ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ

ČESTNÉ PROHLÁŠENÍ Prohlašuji, že tato práce je mým původním dílem, zpracoval jsem ji samostatně pod vedením Ing. Davida Svídy PhD. s použitím literatury uvedené v seznamu.

V Brně dne 29. května 2015

…….……..………………………………………….. Bc. Petr Malec

PODĚKOVÁNÍ

PODĚKOVÁNÍ Tímto bych chtěl poděkovat především svému vedoucímu práce panu Ing. Davidu Svídovi PhD. za odborné rady a neocenitelnou podporu při vytváření diplomové práce. Velký dík patří také mé přítelkyni a rodině za podporu a trpělivost během zrodu této práce.

OBSAH

OBSAH Úvod ........................................................................................................................................... 8 1

Přeplňování spalovacích motorů ........................................................................................ 9 1.1

Vliv přeplňování v praxi ............................................................................................ 10

2

Funkce přeplňování .......................................................................................................... 11

3

Systémy přeplňování ........................................................................................................ 11 3.1

4

5

6

7

Mechanicky poháněná dmychadla ............................................................................. 12

3.1.1

Rootsovo dmychadlo .......................................................................................... 12

3.1.2

Lysholmovo dmychadlo ..................................................................................... 13

3.1.3

Spirálové dmychadlo (G-typ) ............................................................................. 13

3.1.4

Dmychadlo typu Comprex ................................................................................. 13

3.2

Kombinované systémy přeplňování ........................................................................... 13

3.3

Přeplňování pouze pomocí turbodmychadel .............................................................. 14

3.3.1

Jedno turbodmychadlo (single stage) ................................................................. 14

3.3.2

Dvě Turbodmychadla (dualstage) ...................................................................... 14

3.3.3

Technologie dvojitého plnění (dualboost) .......................................................... 15

3.3.4

Turbodmychadlo s dvojitým stlačením (LST).................................................... 16

3.3.5

Turbo-Kompound ............................................................................................... 16

3.3.6

Komponenty turbodmychadla ............................................................................ 17

3.3.7

Možnosti uložení rotorové skupiny .................................................................... 17

Regulace turbodmychadel ................................................................................................ 19 4.1

Regulace bypassem turbínového kola (WG) ............................................................. 19

4.2

Regulace variabilním natáčením lopatek (VNT) ....................................................... 19

4.3

Blow-of ventil ............................................................................................................ 21

4.4

Systém opožděného zapalování (miss firing system) ................................................ 21

Ovládací členy bypassové klapky .................................................................................... 21 5.1

Typy odpadních kanálů .............................................................................................. 22

5.2

Základní typy aktuátorů ............................................................................................. 23

5.2.1

Pneumatický aktuátor ......................................................................................... 23

5.2.2

Elektrický aktuátor (REA) .................................................................................. 24

Návrhový výpočet vhodného turbodmychadla ................................................................. 25 6.1

Matching zážehových motorů .................................................................................... 26

6.2

Výpočtový model zážehového přeplňovaného motoru.............................................. 27

6.3

Limity při přeplňování zážehových motorů ............................................................... 27

Mapování motoru honda................................................................................................... 28 7.1

Parametry mapovaného motoru Honda ..................................................................... 28

BRNO 2015

8

OBSAH

8

7.2

Mapované veličiny ..................................................................................................... 29

7.3

Měřící členy použité během mapování ...................................................................... 30

7.4

Rozmístění senzorů na motoru .................................................................................. 31

7.5

Vstupní data získaná při mapování motoru ............................................................... 33

Výpočet plnicího turbodmychadla ................................................................................... 34 8.1

Výpočet potřebné hustoty plnicího vzduchu ............................................................. 34

8.2

Výpočet radiálního kompresoru ................................................................................. 39

8.2.1

Stanovení tlaku před kompresorem .................................................................... 39

8.2.2

Stanovení potřebného plnicího tlaku .................................................................. 41

8.2.3

Stanovení hmotnostního průtoku kompresorem ................................................. 44

8.3

Výpočet restriktoru sání ............................................................................................. 45

8.4

Stanovení příkonu kompresoru .................................................................................. 47

8.5

Výpočet radiální turbíny ............................................................................................ 48

8.5.1

Určení hmotnostního toku skrze turbínu ............................................................ 49

8.5.2

Určení tlakového poměru na turbíně .................................................................. 49

8.6 9

Korigovaný výpočet hmotnostních průtoků .............................................................. 51

Volba vhodného plnicího turbodmychadla ...................................................................... 53 9.1

Vhodný kompresor .................................................................................................... 56

9.2

Vhodná turbína .......................................................................................................... 58

10 Simulační model GT-power ............................................................................................. 61 10.1

Vlastní model GT-Power ....................................................................................... 61

11 Zhodnocení výsledků ........................................................................................................ 67 11.1

Parametry zvoleného turbodmychadla ................................................................... 75

Závěr ......................................................................................................................................... 76 Použité informační zdroje ......................................................................................................... 79 Seznam použitých zkratek a symbolů ...................................................................................... 82 Přílohy ...................................................................................................................................... 86

BRNO 2015

9

ÚVOD

ÚVOD Spalovací motory patří k základním strojům zásobujícím lidstvo mechanickou energií, vznikající transformací z energie chemické obsažené v palivu a to prostřednictvím její primární přeměny na energii tepelnou při spalování. V důsledku stále se zpřísňujících emisních limitů a tendencím zmenšování objemů motorů tzv. downsizing je dnes již většina motorů ať už vznětových nebo zážehových přeplňována a to nejčastěji pomocí plnicích turbodmychadel. Přeplňování v kombinaci se zmenšením objemu motoru je efektivní způsob, jak dosáhnout nižší spotřeby paliva a tím i snížené produkce škodlivin. [4][5] Snižování objemu spolu s přeplňováním je trend ve vývoji soudobých automobilových spalovacích motorů, kterým se dosahuje lepší účinnosti, vyšších výkonů a zároveň nižších emisních limitů. Za účelem dosažení vyšších výkonů je nutné do spalovacího prostoru motoru dopravit větší množství čerstvého vzduchu. Tuto podmínku zajišťuje turbodmychadlo či mechanicky poháněné dmychadlo. V posledním desetiletí, se technologie turbodmychadel neustále rychle vyvíjí např. systémy s variabilní geometrií (VNT), která se rozšířila nejenom v segmentu osobních vozidel, ale i v odvětví komerční dopravy. V dnešních dnech se začínají objevovat i technologie jako je variabilní geometrie dmychadla, sekvenčně nebo dvojnásobně přeplňované motory. [5][23] Správná konstrukce a naladění systému motoru s turbodmychadlem má výrazný vliv na správné chování celé pohonné jednotky. Přesněji řečeno, je nezbytné, aby proces výměny plynů během přechodových stavů motoru byl co nejideálnější. Čím přesněji se bude reálný stav blížit ideálnímu, tím větší změna se projeví na měrné spotřebě motoru a vyprodukovaných škodlivých látkách. Důležitým faktorem pro dosažení dobrých parametrů během spalování je navržení odpovídajícího kompresoru a turbíny. Spalovací motor vyžaduje pro správnou funkci složitou rovnováhu mnoha konstrukčních úvah. Proto musí být součásti turbodmychadel pečlivě vybrány tak, aby odpovídaly dané velikosti motoru v celé škále lišících se provozních podmínek. Pro návrh dobře funkčního systému je nezbytné znát motorová data a operační limity jak dmychadla, tak turbíny. [3][6] Na následujících stránkách je krok po kroku popsáno, jak přistupovat k volbě typu a velikosti turbodmychadla pro závodní zážehový motor.

BRNO 2015

10

PŘEPLŇOVÁNÍ SPALOVACÍ MOTORŮ

1 PŘEPLŇOVÁNÍ SPALOVACÍCH MOTORŮ Přeplňování je dnes široce využíváno pro spalovací motory s vnitřním spalováním směsi a to jak vznětových, tak zážehových. Nejvíce vznětových motorů o různých objemech, vyráběných v dnešních dnech je přeplňováno a tak se atmosféricky plněné motory pomalu stávají minulostí. Přeplňování se rozvíjí i ve sféře zážehových motorů, ačkoli je to v této oblasti značně složitější. Technologie turbodmychadel a často i komponenty turbodmychadel jsou používány i v dalších odvětvích včetně palivových článků, miniaturních plynových turbín a vzduchových cyklovačích. Turbodmychadlo, tak jak je známe dnes, bylo poprvé použito u buldozerů značky Catterpillar v období druhé světové války. [5] Turbodmychadlo jako celek je vysoce sofistikované zařízení, které se objevilo nejprve v podobě plynové turbíny v leteckém průmyslu, odkud se masově rozšířilo do dalších technických odvětví. Turbodmychadlo je ve své podstatě turbínou řízený kompresor. Ve světové literatuře jsou turbodmychadla označována také jako turbo-supercharger. Dmychadlo je kompresní zařízení, které se používá pro zvětšení množství vzduchu uvnitř válců spalovacího motoru. Dmychadla jsou poháněna z klikového hřídele motoru, zatímco turbodmychadla využívají pro pohon kompresoru energii výfukových plynů a neodebírají tak mechanickou práci přímo z motoru. Tento faktický nedostatek mechanických dmychadel dal vzniknout turbodmychadlům. Zvýšení hustoty vzduchu umožňuje dopravit do válců větší množství vzduchu, a tím je možné spálit i větší množství paliva a dosáhnout tak vyššího litrového výkonu, tedy výkonu získaného z jednoho litru zdvihového objemu. Např. přeplňovaný vznětový motor o objemu 1.9L s mezichladičem plnicího vzduchu dosahuje stejného výkonu, jako atmosféricky plněný motor o objemu 4.3L. Dnešní turbodmychadla se nejčastěji skládají z radiálního kompresoru a radiálního turbínového kola (Obr. 1).[2][3]

Obr. 1- Rotorová skupina turbodmychadla včetně map [12]

BRNO 2015

11

PŘEPLŇOVÁNÍ SPALOVACÍCH MOTORŮ

1.1 VLIV PŘEPLŇOVÁNÍ V PRAXI Velký rozmach přeplňování turbodmychadly přináší dnes velmi aktuální trend tzv. downsizing. Tento pojem představuje zmenšení objemu motoru při zachování stejného nebo dokonce i vyššího výkonu s dosažením aktuálních stále přísnějších emisních limitů evropského Euro6 nebo amerického Tier4. Velmi pozitivní přínos přeplňování může být ukázán na reálném příkladu z praxe. Níže je uvedeno porovnání motorů koncernu VW a to 2.0L atmosféricky plněného (Graf 1) a 1.4L přeplňovaného motoru (Graf 2). Oba motory dosahují srovnatelného výkonu 110kW. V tabulce (Tab. 1) je uveden procentuelní přínos přeplňování. [7][13][14]

Graf 1 – Vnější otáčková charakteristika atmosféricky plněného motoru 2.0L [13]

Graf 2 – Vnější otáčková charakteristika přeplňovaného motoru 1.4L [14]

Tab. 1- Přínosy přeplňování

Zdvihový objem Počet válců Kompresní poměr Plnicí tlak Výkon Točivý moment 0–100 km/h Maximální rychlost Spotřeba paliva CO2

BRNO 2015

Přínosy přeplňovaného motoru TSI [%] 2.0 FSI 1.4 TSI 3 1,984 cm 1,390 cm3 4 4 11.5:1 10:1 – 2.5 bar 110 kW (148 hp) 110 kW (148hp) 200 N.m 220 N.m 8.8 s 7.9 s 209 km/h (130 mph) 220 km/h (136 mph) 7.6 l/100km 7.2 l/100km 182 g/km 173 g/km

TSI % -30% – – – – 10% -10% 5% -5% -5%

12

FUNKCE PŘEPLŇOVÁNÍ

2 FUNKCE PŘEPLŇOVÁNÍ Výkon motoru je závislý na množství vzduchu a paliva dodávaného do válců. Pokud požadujeme od maloobjemového motoru, aby dosahoval výkonu jako motory s větším objem, je hlavním cílem dopravit do válců co možná největší množství vzduchu. Maximální plnicí tlak je však omezen konstrukčními limity jednotlivých komponent motoru. Z toho vyplývá, že tedy není možné pomocí přeplňování zvyšovat výkon motoru do nekonečna. Instalací turbodmychadla nebo kompresoru do sacího traktu motoru je možné dramaticky zvýšit výkon i hodnoty krouticího momentu dané pohonné jednotky. Komponenty konvenčního přeplňovaného motoru [11]:     

Vzduchový filtr, kompresorové kolo, či dmychadlo, mezichladič plnicího vzduchu, motor s vnitřním spalováním směsi, turbínové kolo v případě turbodmychadla.

Skrze vzduchový filtr je nasáván okolní vzduch o atmosférickém tlaku před vstup dmychadla, ve kterém je vzduch následně stlačen a dochází k nárůstu teploty a poklesu hustoty vzduchu. Z důvodu nárůstu teploty plnicího vzduchu je většina přeplňovaných motorů vybavena mezichladičem stlačeného vzduchu, tzv. intercooler. Mezichladič může být ochlazován okolním vzduchem (vzduch-vzduch) nebo vodou (vzduch-voda), který se vyznačuje lepší účinností. Tento prvek ochlazuje vzduch proudící k jednotlivým válcům, aby došlo ke snížení teploty, které vede ke zvýšení hustoty a zároveň zlepšuje odolnost motoru vůči detonačnímu hoření. Po průchodu sacími kanály se vzduch dostává do válců, které jsou díky zvýšené hustotě schopny pojmout větší množství čerstvého vzduchu. Směs je následně zapálena. Jakmile píst odevzdá klikovému mechanismu práci pocházející ze spalovacího procesu, přechází motor do fáze výfuku a směs horkých plynů odchází do výfukových svodů. Produkty spalování v podobě horkých plynů pokračují v případě použití turbodmychadla na turbínové kolo. Při použití mechanického kompresoru odcházejí výfukové splodiny přímo do výfukového potrubí a poté do atmosféry. Expanze na turbínovém kole umožňuje využití odpadní energie, která je potřebná pro pohon kompresoru. Turbína vytváří zpětný tlak na motoru, což způsobuje, že tlak ve výfukovém traktu je vyšší, než okolní atmosférický tlak. Tlak a teplota výfukových plynů v důsledku expanze v turbínové skříni poklesne. [1][4]

3 SYSTÉMY PŘEPLŇOVÁNÍ Přeplňování stlačeným vzduchem je výhodný a účinný způsob, jak zvýšit výkon a točivý moment motoru cestou zvyšování jeho plnící účinnosti. Princip spočívá v naplnění válců motoru vzduchem v případě přímého vstřiku nebo směsí paliva se vzduchem při umístění vstřikovacích trysek mimo spalovací prostor a to tlakem vyšším než atmosférickým. Přeplňování pak lze použít ke zvýšení výkonu motoru nebo zmenšení objemu a tedy i rozměrů motoru při dosažení srovnatelného výkonu. [1][5] Dnes známé systémy používané pro přeplňování vznětových i zážehových motorů mohou být rozděleny do následujících kategorií [1]:  

Dle plnícího tlaku, dle pohonu a konstrukce dmychadla.

BRNO 2015

13

SYSTÉMY PŘEPLŇOVÁNÍ

Rozdělení plnicích systémů dle velikosti plnicího tlaku [1][5]:   

Nízkotlaké, kde je dosahováno plnicího tlaku 0.2 až 0.5bar a dochází ke zvýšení točivého momentu o 25%, středotlaké, plnicí tlak 0.5 až 1bar, zvýšení točivého momentu o 25 až 50%, vysokotlaké, plnicí tlak vyšší než 1bar, nárůst točivého momentu o více než 50%.

Rozdělení dmychadel podle pohonu a konstrukce dmychadla [1][2]:   

S pohonem výfukovými plyny – turbodmychadla, využívajícím tlakové pulsace výfukových plynů – Comprex, kompresory s mechanickým pohonem od motoru (od klikové hřídele).

Mechanicky poháněné kompresory lze rozčlenit na [1][6]:   

Rootsovo dmychadlo, šroubové (Lysholmovo) dmychadlo, spirálové (G – dmychadlo).

Plnicí systém vozidla může být vybaven jedním nebo i více turbodmychadly. Pokud je vozidlo přeplňováno pouze jedním turbodmychadlem mluvíme o tzv. single-stage systému. Více stupňový systém je pak označován jako dual-stage, kdy je motor přeplňován dvěma turbodmychadly. Poslední možností jsou kombinované plnicí systémy, které mohou být složeny z mechanického a výfukovými plyny poháněného dmychadla. [2]

3.1 MECHANICKY POHÁNĚNÁ DMYCHADLA Mechanická dmychadla využívají pro svůj pohon přímo krouticí moment motoru, který je nejčastěji odebírán pomocí řemenového nebo řetězového převodu přímo od klikového hřídele. V důsledku tohoto pohonu dochází ke snížení mechanické účinnosti motoru. Při použití mechanického dmychadla není dosahováno tak vysokých plnicích tlaků, jako při použití turbodmychadla. Výhodou mechanicky poháněných kompresorů je, že už i při nízkých otáčkách dmychadlo disponuje dostatečným přetlakem, kterým lze motor přeplnit. Nezpochybnitelným přínosem je i okamžitá reakce na akceleraci motoru. Je zde tedy absence tzv. turbo efektu, tak jak je tomu u motorů přeplňovaných turbodmychadlem. [7] 3.1.1 ROOTSOVO DMYCHADLO Je tvořeno dvěma rotory, které se protiběžně otáčí uvnitř oválné skříně. Konstrukce dmychadla spočívá ve dvou oddělených hřídelích, na kterých jsou uloženy dvou, tří nebo čtyřzubé rotory s povrchem opatřeným plastem. Hřídele jednotlivých rotorů jsou spojeny dvojicí ozubených kol. Sání vzduchu je většinou realizováno kolmo k osám hřídelí a ke stlačení dochází na vnějším obvodu rotorů. Otáčky dmychadla jsou oproti otáčkám motoru dvojnásobné. Systém s Rootsovým dmychadlem a chladičem plnicího vzduchu byl využit např. automobilkou Mercedes-Benz. Nevýhodou systému je pak maximální dosažitelný tlak na výstupu dmychadla. [2][8]

BRNO 2015

14


3.1.2 LYSHOLMOVO DMYCHADLO Konstrukcí podobné Rootsovu dmychadlu. Rotory zde však nejsou stejné a lze je rozdělit na hlavní a vedlejší. Rotory mají na obvodu zhotoveny šroubovité zuby. Primární rotor má nižší počet zubů a proto musejí být jeho otáčky vyšší, než sekundárního. Oproti předcházejícímu systému dosahuje Lysholmovo dmychadlo vyššího tlakového poměru, tedy i vyšších plnicích tlaků a lepší účinnosti. Nevýhodou je běh naprázdno, kdy má dmychadlo vysoké mechanické ztráty. [2][8] 3.1.3 SPIRÁLOVÉ DMYCHADLO (G-TYP) Tvar skříně dmychadla je podobný ulitě, která je uvnitř osazena spirálovými přepážkami. Uvnitř je na výstředníku uložen výtlačný díl, který vlastně nerotuje, ale pouze koná krouživý pohyb. Sání vzduchu je na obvodu skříně a stlačený vzduch pak vystupuje v ose rotace výtlačného dílu. [2][8] 3.1.4 DMYCHADLO TYPU COMPREX Základ dmychadla tvoří od klikového hřídele poháněný válcový rotor, který je podélnými lopatkami rozdělený na axiální komory. Výfukové plyny o vysokém tlaku stlačují nasátý vzduch a při natočení komory proti výstupu jej vhání do sacího potrubí. Výfukové plyny se odrazí ode dna skříně. Vytvoří se podtlaková vlna, která nasaje čerstvý vzduch. Do výfukového potrubí tak proudí i část vzduchu, která se mísí se spalinami. Svou setrvačností vypláchne zbytky. Díky velkému počtu komor je dodávka vzduchu nepřetržitá. Rozložení sacích a výfukových otvorů zaručuje velmi účinné přeplňování i při nízkých otáčkách motoru. Oproti předchozím typům má systém comprex rovnoměrnější chod. [2][8]

3.2 KOMBINOVANÉ SYSTÉMY PŘEPLŇOVÁNÍ V případě nutnosti zajištění dostatečné dodávky stlačeného vzduchu při nízkých i vyšších otáčkách může být mechanický systém dmychadla doplněn i turbodmychadlem. Tuto koncepci využil např. i koncern Volkswagen, který jej používá pro svůj zážehový motor 1.4 TSI dosahující výkonu 103kW (Obr. 2). [5][14]

Obr. 2- Schéma a vnější otáčková charakteristika motoru VW 1.4 TSI [14]

BRNO 2015

15


Pokud se motor pohybuje v oblasti nízkých otáček je plnicí tlak vytvářen především mechanickým kompresorem v oblasti vyšších otáček je mechanické dmychadlo odpojeno pomocí magnetické spojky a majoritní podíl na vytvoření plnicího tlaku má pak turbodmychadlo. Přínos kombinace obou způsobů je vidět na vnější otáčkové charakteristice motoru, kdy maximálního točivého momentu dosahuje motor již při 1400 otáčkách za minutu. Horizontální tvar křivky točivého momentu je dán elektronickým omezovačem. [10][14]

3.3 PŘEPLŇOVÁNÍ POUZE POMOCÍ TURBODMYCHADEL Jak již bylo zmíněno, turbodmychadlo využívá odpadní energii výfukových plynů, která je přes hřídel přenášena na kompresor, kterým je stlačován vzduch. Hodnoty plnicího tlaku poskytnutého kompresorem dosahují u soudobých motorů až 3bar. Aby mohly být dodrženy požadavky na výkon, krouticí moment i hodnoty spotřeby, byly postupem času vyvinuty různé systémy přeplňování. Jejich výčet je popsán na následujících řádcích. [5][12] 3.3.1 JEDNO TURBODMYCHADLO (SINGLE STAGE) Jedná se o nejjednodušší možnost přeplňování pomocí turbodmychadla. Vyznačuje se jednoduchým provedením, malým zástavbovým prostorem a relativně nízkou cennou. Turbodmychadlo může být použito jak s bypassovým kanálem, tak s proměnlivou geometrií rozváděcího kola na straně turbíny nebo i bez regulace. Nevýhodou tohoto provedení je, že ideální plnicí tlak je poskytován pouze v úzkém spektru otáček. Spalovací motor s jedním turbodmychadlem bez regulace a mezichladičem plnicího vzduchu je zobrazen na obrázku (Obr. 3). [1][7][12]

Obr. 3- Schéma systému s jedním turbodmychadlem bez regulace [15]

3.3.2 DVĚ TURBODMYCHADLA (DUALSTAGE) Systém se dvěma turbodmychadly může být realizován ve dvou variantách. Pro architektury motorů do tvaru V je používáno paralelní uspořádání, kdy každé ze dvou stejně velkých turbodmychadel přeplňuje jednu řadu válců. Takto uspořádaný plnicí systém je v praxi označován jako twin-turbo. Druhou možností uspořádání je pak do série. V tomto případě je jedno turbodmychadlo větší, než druhé. Menší přeplňuje motor v nízkých otáčkách, tedy v okamžiku, kdy je průtok spalin skrze výfukový systém menší. Ve vysokých otáčkách již malé dmychadlo nemá kapacitu pro plnění motoru a také se dostává do oblasti kriticky vysokých otáček, proto dojde k částečnému přemostění a výfukové plyny odevzdávají z větší části energii velkému turbodmychadlu. Výhodou sériového zapojení je širší pokrytí otáček

BRNO 2015

16


motoru, kdy jsou turbodmychadla schopna poskytovat požadovaný plnicí tlak (Obr. 4). Nezbytností je potom použití dvou mezi chladičů plnicího vzduchu. Při paralelním zapojení má každá větev stlačeného vzduchu svůj vlastní chladič, v sériovém provedení je pak první chladič umístěn mezi turbodmychadly a druhý ochlazuje stlačený vzduch ještě před vstupem do motoru (Obr. 5). [12][16]

Obr. 4 – Paralelní zapojení turbodmychadel na motoru Chevrolet V8 [16]

Obr. 5 – Sériové zapojení turbodmychadel [17]

3.3.3 TECHNOLOGIE DVOJITÉHO PLNĚNÍ (DUALBOOST) Konstrukce označována jako dualboost (dvojité stlačení) obsahuje v podstatě dvě dmychadla, která jsou však obrobena z jednoho kusu (Obr. 6). Výtlačná strana obou kompresorů je společná. Toto provedení nestlačuje vzduch dvojnásobně, ale stlačuje dvojnásobné množství oproti klasické konstrukci. Přínosem této technologie je možnost použití menšího turbodmychadla pro dosažení stejných hmotnostních průtoků vzduchu dopravovaných do spalovacího prostoru. Tento koncept zároveň přináší i o dvacet pět procent rychlejší odezvu točivého momentu motoru. Zmíněné výhody mají za následek pružnější akceleraci vozidla a také umožňují dosáhnout na stále přísnější emisní limity. Za zmínku stojí i přínos související se snížením hmotnosti plnicího systému vzhledem k redukci rozměrů kompresorové strany turbodmychadla. Tento typ turbodmychadla byl uveden na trh společností Honeywell, která pro pohon dvojitého kompresoru používá turbínové kolo s axiálními lopatkami. [12][18]

Obr. 6 – Technologie dualboost s paralelním stlačením vzduchu [18]

BRNO 2015

17


3.3.4 TURBODMYCHADLO S DVOJITÝM STLAČENÍM (LST) V případě, že je zapotřebí spalovací motor přeplňovat vysokými tlaky (např. závodní aplikace), které by radiální kompresor nebyl schopen poskytovat, je možné přistoupit k volbě turbodmychadla s dvojitou kompresí vzduchu. Tento typ dosahuje tlakového poměru až 7:1 a jeho řez je zobrazen na (Obr. 7). Celá rotorová skupina je poháněna radiálním turbínovým kolem s pevnou geometrií a k regulaci dochází na studené straně. Vzduch o atmosférickém tlaku vstupuje do primárního kompresoru, kde kolo i skříň jsou zhotoveny z hliníku. Po stlačení je vzduch dopraven před druhý kompresor, kde z důvodu absence mezichladiče je sekundární kompresorové kolo zhotoveno ze slitiny titanu a skříň z oceli, aby byly schopny odolávat teplotám vyšším, než 250°C. Ve srovnání se systémy obsahujícími dvě turbodmychadla je možné dosáhnout jednak menších nároků kladených na prostor, ale i úspory hmotnosti. [5][12]

Obr. 7- Řez turbodmychadlem s dvojitým stlačením na kompresoru [16]

3.3.5 TURBO-KOMPOUND Systém je osazen standardním turbodmychadlem, které produkuje stlačený vzduch putující dále do spalovacích prostor a přídavnou turbínou ve většině případů axiálního typu. V pořadí druhá axiální turbína je připojena přes volnoběžnou spojku k ozubenému soukolí, které předává zbytkovou energii výfukových plynů zpět na klikovou hřídel. Jde tedy o druhotné využití výfukových plynů, oproti běžnému provedení s jedním radiálním turbodmychadlem (Obr. 8). Turbo-kompound přináší snížení měrné spotřeby paliva a přispívá tak i k nižším hodnotám emisí. Jeho nevýhodou je však prostorová náročnost a vyšší cena celého systému. Tento systém je využíván např. automobilkou Volvo pro dálniční tahače plnící Eu6. [5][19]

Obr. 8 - Turbokompaudní systém s radiálním a axiálním turbínovým kolem [19]

BRNO 2015

18


3.3.6 KOMPONENTY TURBODMYCHADLA Na obrázku (Obr. 9) je zobrazeno turbodmychadlo s radiálními koly, dvouvolutovou turbínovou skříní a bez regulace. Turbodmychadlo bez regulačního členu, je označováno jako free-float. Jednotlivé komponenty [11][12]:         

Kuličkové ložisko, přívod motorového oleje, turbínová skříň, turbínové kolo, centrální skříň , výstup oleje, kompresorová skříň, dmychadlové kolo, zadní panel.

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) (9)

Obr. 9 – Řez turbodmychadlem bez regulace (typ free float) [16]

3.3.7 MOŽNOSTI ULOŽENÍ ROTOROVÉ SKUPINY Většina současných turbodmychadel je opatřena kluznými ložisky (Obr. 10). Obvyklé provedení je se dvěma radiálními ložisky umožňující otáčení rotorové skupiny a jedno dvojčinné axiální ložisko, které nese axiální zatížení v důsledku nerovnováhy sil mezi koly turbíny a kompresoru. Celkové mechanické třecí ztráty turbodmychadla jsou zejména v důsledku těchto ložisek, která přímo představují mechanickou účinnost turbodmychadla. [20] Kluzná ložiska jsou již dlouho nedílnou součástí turbodmychadel. Jejich nevýhodou je však vyšší tření a v závislosti na tom i pozvolnější nárůst otáček rotorové skupiny při požadavku na akceleraci motoru. Pokrokem v této oblasti bylo zavedení kazety osazené ložisky s valivými elementy (Obr. 11). Nejčastěji se jedná o dvě kuličková ložiska, která jsou uložena na každém konci kazety. S touto technologií bylo při testování zjištěno významné zlepšení výkonu a odezvy turbodmychadla. Dříve byla kuličková ložiska uvnitř centrální skříně používána pouze pro závodní speciály, dnes už se však dostává i do sféry vozidel vyráběných sériově. Oproti klasické skladbě s kluznými ložisky odpadá v tomto

BRNO 2015

19


případě nutnost použití axiálních kluzných ložisek, která byla velmi často slabým článkem ložiskového systému turbodmychadla. Axiální síly jsou v případě valivých elementů zachytávány sadou úhlových kontaktů. [11][20]

Obr. 10 – Kluzná ložiska rotorové skupiny [20]

Obr. 11 - Kazeta s valivými elementy [20]

Při jízdě s vozidlem, které je vybaveno turbodmychadlem s kuličkovými ložisky, je patrná velmi rychlá a silná odezva na akcelerační pedál. Je to způsobeno tím, že zrychlení rotorové skupiny je díky ložisku s valivými elementy až o patnáct procent rychlejší oproti tradiční konstrukci s kluznými pouzdry. Testy ukázaly, že kuličková ložiska mají až o polovinu nižší ztrátovou energii. Z toho vyplývá kratší doba, pro dosažení požadovaného plnicího tlaku, díky tomu i kratší čas během akcelerace vozidla a menší ohřívání oleje proudícího skrze centrální skříň (Graf 3). [20]

Graf 3- Přínos uložení rotorové skupiny na kazetě s valivými elementy [20]

Další bezespornou výhodou kuličkového systému je množství oleje proudícího skrze ložiskový systém. Díky kazetové konstrukci je množství oleje nutné k zajištění dostatečného mazání nižší ve srovnání s kluzným uložením. S menším množstvím oleje se také snižuje pravděpodobnost úniku skrze pístní kroužky, které jsou používány pro utěsnění hřídele turbodmychadla. Z toho plyne, že kuličkové ložisko je tolerantnější k okrajovým mazacím podmínkám, a tak snižuje možnost poškození turbodmychadla ve chvílích, kdy není zajištěn dostatečný tlak oleje v přívodní větvi. Lepší dynamika rotoru a trvanlivost kazety poskytuje lepší tlumení a kontrolu nad pohybem hřídele, což umožní větší spolehlivost pro kterýkoliv jízdní režim. [20]

BRNO 2015

20

REGULACE TURBODMYCHADEL

4 REGULACE TURBODMYCHADEL Turbodmychadlo musí být schopné reagovat na zatížení motoru a zároveň musí být kontrolovány parametry turbodmychadla, aby nedošlo k překročení obvodové rychlosti kol nad kritické otáčky nebo nárůstu tlaku v sacím systému nad limitní mez. K tomu jsou určeny čtyři níže popsané systémy regulace. První dva systémy jsou akčního typu, tedy přímo implementované na turbodmychadle, zbylé dva jsou externí. [1]

4.1 REGULACE BYPASSEM TURBÍNOVÉHO KOLA (WG) Regulace s bypassovým kanálem tzv. waste-gate je jedním z nejpoužívanějších regulačních systémů u zážehových motorů. Principem systému je přepouštění části výfukových plynů z prostoru vstupní voluty turbínové skříně až na její výstup. Plyny proudící přes přepouštěcí kanál nepředávají energii turbínovému kolu a dochází tak ke snížení otáček celé rotorové skupiny a k poklesu tlakového poměru na turbíně. Nižší otáčky dmychadla mají za následek pokles plnicího tlaku. Bypassový kanál je otvírán či zavírán pomocí klapky, která je ovládána zpravidla pomocí plnicího tlaku, podtlaku před škrticí klapkou nebo přímo řídící jednotkou. Ovládání je zprostředkováváno pomocí pneumatických aktuátorů nebo v případě požadavku jemnější regulace pomocí stejnosměrných krokových motorů. [5][21] V závislosti na konstrukci turbínové skříně je možné setkat se dvěma provedeními klapky. Pokud má turbínová skříň pouze jednu volutu, je provedení kanálu a klapky stejné jako na (Obr. 12). U turbínové skříně se dvěma volutami jak pak možné nalézt provedení, kdy jsou plyny odpouštěny pouze z jedné nebo z obou volut. [5]

Obr. 12 - Systém regulace jedno-volutové skříně s bypassovým kanálem [21]

4.2 REGULACE VARIABILNÍM NATÁČENÍM LOPATEK (VNT) Regulace otáček a tedy i plnicího tlaku vychází z plynulé změny úhlu náběhu a rychlosti proudění horkých plynů vstupujících na turbínové kolo. Tato technologie je společností Honeywell označována jako VNT. Rozváděcí kolo s naklápěcími elementy je umístěno přímo v turbínové skříni. Pokud motor pracuje v nízkých otáčkách, jsou lopatky přivřeny na malý průtok, což má za následek zvýšení rychlosti proudění a tak nepřímo i nárůst plnicího tlaku. Rotorová skupina se urychlí a válce jsou tak dostatečně přeplňovány i v nižších otáčkách. Opačná situace nastává, pokud motor pracuje ve vysokých otáčkách. V tom případě jsou lopatky naplno otevřeny. Velký průtočný průřez skrze lopatky způsobí pokles tlaku před

BRNO 2015

21


turbínou a tak dochází ke snížení tlakového poměru a tedy i otáček kol. Oproti systému s bypassovým kanálem je pro variabilní lopatkový mechanismus vyžadována jemnější regulace. Z tohoto důvodu zde nejsou aplikovány klasické pneumatické aktuátory, ale speciální elektrické s krokovým motorem. [11] Moderní vznětové motory upouští od WG regulace a plynule přechází k variabilnímu natáčení lopatek (Obr. 13), (Obr. 14). Co se týče masivního rozšíření ve sféře zážehových motorů, naráží zde výrobci na problémy s vyššími teplotami výfukových plynů ve srovnání s motory spalujícími naftové palivo. Vysoké teploty spalin způsobují velmi často degradaci materiálů mechanismu, která vede ke snížení vůlí a následnému zadření mechanismu. Ve vývojové fázi jsou však již materiály, které by měly odolávat i teplotám výfukových plynů zážehových motorů. Je tedy jen otázkou času, kdy bude tento typ regulace hojně rozšířen i v oblasti motorů provozovaných na benzín. [22]

Obr. 13 - Proudění plynů skrze VNT mechanismus [22]

Obr. 14 – Variabilní rozváděcí lopatky [23]

Řešení podobné VNT technologii je provedení od společnosti Borg Warner, které by mohlo být taktéž využito pro motory s vyššími teplotami plynů proudících ze spalovacích prostorů (Obr. 15). Stacionární lopatkové kolo na obvodu turbíny má pevné natočení lopatek a pomocí axiálně pohyblivé clonky je měněn průtočný průřez plynů vstupujících na radiální turbínové kolo. Princip regulace je tedy na stejném fyzikálním principu jako konstrukce od společnosti Honeywell. Ovládání je zpravidla řešeno pomocí pneumatického členu. [24]

Obr. 15 – Variabilní průtočný průřez v turbínové skříni Borg Warner [24]

BRNO 2015

22


4.3 BLOW-OF VENTIL V tomto případě se jedná o systém externí regulace, používaný především u zážehových motorů. Ventil není implementován přímo do turbodmychadla, ale na tlakové potrubí mezi škrticí klapku a mezichladič stlačeného vzduchu. Úkolem ventilu je odpouštět stlačený vzduch z prostoru mezi škrticí klapkou a turbodmychadlem, aby nedocházelo ke zpomalování kompresoru v režimech, kdy vozidlo deceleruje. Dalším režimem, kdy ventil může odpustit část stlačeného vzduchu je, pokud plnicí tlak v sacím potrubí překročí určitou mez. Svůj účel ventil plní také v okamžiku, kdy dojde k prudkému odlehčení motoru, nejčastěji tedy při přeřazení. V této chvíli není možné do motoru přivádět velké množství čerstvého vzduchu, avšak setrvačností dmychadla se tlak v sacím potrubí stále zvyšuje a zároveň je dmychadlo zpomalováno. Poté dochází k odlehčení systému prostřednictvím ventilu. Ventil je opatřen membránou s pružinou, která při překročení jisté tlakové meze odpustí přebytečný tlak do atmosféry nebo zpět před sání kompresoru. Otvírání ventilu může být řízeno i podtlakem vznikajícím za škrticí klapkou. [2][5]

4.4 SYSTÉM OPOŽDĚNÉHO ZAPALOVÁNÍ (MISS FIRING SYSTEM) Jak již bylo zmíněno, jedná se o systém externí regulace, která však přímo nesouvisí s regulací turbodmychadla, ale spíše s potlačením negativního vlivu turboefektu. Podstata spočívá v množství nespáleného paliva, které se díky opožděnému zážehu dostává přímo do výfukového potrubí v místech mezi výfukové ventily a turbínovou skříň. Jde tedy o sekundární spalování, které neprobíhá přímo ve válci, ale až v proudících plynech při průchodu přes turbínu. Efekt tohoto systému má za následek, že nedochází k poklesu otáček rotorové skupiny při přeřazení. V dnešních dnech plných emisních limitů bychom však tento systém v sériově vyráběných vozech hledali jen stěží. Podmínkou instalace systému je montáž speciálních výfukových svodů, odolávajících prudkým změnám teplot. Využití může tento systém nález pouze v některých závodních odvětvích. [2]

5 OVLÁDACÍ ČLENY BYPASSOVÉ KLAPKY Regulace plnicího tlaku a tedy i otáček turbodmychadla pomocí bypassového kanálu umístěného uvnitř turbínové skříně je nejjednodušší a nejrozšířenější ze všech koncepcí regulace. Obtokový kanál je konstruován tak, že pokud je otevřen, obtéká skrze něj část výfukových plynů, aniž by předávaly energii turbíně. Výhoda, kterou přináší použití tohoto systému, vyplývá z rozdílných charakteristik motoru a turbíny. Spalovací motor je objemové zařízení a zjednodušeně lze říci, že průtok je přímo úměrný rychlosti motoru. Naopak, turbína je dynamickým rotačním zařízením. Její charakteristika, je tedy taková, že rychlost proudění je do značné míry nezávislá na rychlosti turbodmychadla a expanzní poměr se zvyšuje s druhou mocninou rychlosti proudění. Výsledkem je to, že motor a turbína jsou ideálně naladěny pouze v jednom z mnoha provozních stavů. [5][12] V případě, že turbína svojí velikostí odpovídá jmenovitým otáčkám motoru, pak při nízkých otáčkách motoru je průtok spalin nízký a tedy i expanzní poměr a energie poklesne. Dostupný plnicí tlak je nedostačující a vede k nízkému výkonu a malé záloze točivého momentu. V opačném případě, když je turbína naladěna na nízké rychlosti motoru, dochází při vyšších rychlostech motoru k nárůstu přetlaku ve výfukovém potrubí nad hraniční hodnotu, která by mohla poškodit vedení. Odpadní kanál tedy umožňuje dimenzování správné turbíny pro nízké provozní rychlosti. S nárůstem otáček motoru se kanál otvírá, omezuje tak

BRNO 2015

23

OVLÁDACÍ ČLENY BYPASSOVÉ KLAPKY

plnicí tlak a umožňuje provoz až do maximálních jmenovitých otáček. Průběh plného zatížení promítnutý do kompresorové mapy se po otevření odpadního kanálu značně změní a jeho stoupání již není tak strmé a křivka tak nabírá spíše horizontální charakter. Hodnota plnicího tlaku je následně již do značné míry konstantní či dokonce klesající. [5] Odpadní kanál bývá zpravidla přepažen talířovým ventilem nebo klapkou. Ventily jsou standardně ovládány pneumatickými membránovými aktuátory, které jsou řízeny tlakem odebíraným z tlakové větve kompresoru nebo podtlakem od škrticí klapky. Výhodou řešení je, že aktuátor může být implementován na kompresorové straně, což má pozitivní vliv na snížení přenosu tepla do pružné membrány. Zároveň odpadá nutnost použití různých typů tepelných štítů. Z hlediska motorového managementu by bylo lepší používat ovládání odpadního kanálu pomocí tlaku z výfukového potrubí spíše než v závislosti na plnicím tlaku vzduchu. Výfukový tlak totiž stoupá rychleji než tlak v sacím potrubí v závislosti na zvyšující se rychlosti motoru. Ovládání odpadní klapky pomocí tlaku výfukových plynů by umožnilo lépe udržovat charakteristiku krouticího momentu motoru. Nevýhodou je však vystavení membrány aktuátoru tak vysokým teplotám. Teploty kolem 900°C by měly negativní vliv na trvanlivost membrány a velmi rychle by docházelo k její destrukci. [5] Současným trendem je nahrazení pneumatického pohonu pomocí elektrického krokového motoru. Elektronický systém je řízen přímo z řídicí jednotky motoru. Řízení pomocí elektroniky vede k citlivějším reakcím na zvýšení tlaku, ale také teploty plnicího vzduchu, nastavení škrticí klapky a vstřikování nebo časování zapalování. Elektronické regulační systémy mohou také umožnit dočasné vyšší plnicí tlaky, potřebné při akceleraci motoru pro zlepšení oblasti přechodové charakteristiky motoru. [12]

5.1 TYPY ODPADNÍCH KANÁLŮ Z pohledu místa instalace, lze odpadní kanály rozdělit na dvě hlavní skupiny a to (Obr. 16) [25]:  

Interní, externí.

Obr. 16 - Rozdělení externí/interní WG [25]

Obr. 17 – Externí WG na výfukových svodech [26]

Proudící výfukové plyny mohou být od turbínového kola odkloněny dvěma typy odpadních kanálů. První a v sériové výrobě více rozšířenou možností je odpadní kanál přímo v turbínové skříni, označován jako interní. Aktuátor interního kanálu bývá integrován přímo na turbodmychadle. Druhým typem je externí kanál, který je umístěn na výfukových svodech

BRNO 2015

24


mezi motorem a turbodmychadlem. Je tvořen jednou trubicí ústící zpět do výfukového systému za turbodmychadlem. Externí typ WG je zobrazen na (Obr. 17). [25]

5.2 ZÁKLADNÍ TYPY AKTUÁTORŮ Aktuátory ovládající ventil bypassového kanálu je možné rozčlenit podle typu řízení [27]:  

Aktuátory pneumatické, aktuátory elektrické tzv. REA.

Následně lze rozdělit pneumatické aktuátory na základě charakteru ovládacího vzduchu [5]:  

Tlakové – starší vozidla, komerční vozidla (nákladní vozidla, autobusy), vakuové – moderní vozidla se zážehovými motory.

Pneumatické akční členy využívající přetlaku využívají pro svůj pohyb stlačený vzduch generovaný kompresorem nebo v případě užitkových vozidel většinou stlačeného vzduchu z externího zásobníku. [28] 5.2.1 PNEUMATICKÝ AKTUÁTOR Jak již bylo uvedeno, zdrojů stlačeného vzduchu pro ovládání může být více typů. V následujících řádcích bude popsán případ, kdy je pozice klapky přímo závislá na plnicím tlaku. Vzduch je stlačován kompresorem turbodmychadla a proudí skrze tlakovou pryžovou trubici přímo do těla aktuátoru. Následně uvnitř uzavřené komory narůstá tlak, který působí na pryžovou membránu. Aby bylo možné ovládat aktuátor až od jisté hodnoty tlaku, působí proti membráně předepjatá ocelová pružina. Pokud je tlak dostatečně vysoký, aby překonal sílu pružiny, začne se ventil pootvírat. V případě, že se tlak dále zvyšuje, dochází k postupnému otvírání ventilu tak, aby bylo možné odvádět větší množství výfukových plynů a udržet hodnotu požadovaného tlaku na vstupu do motoru. Pokud naopak tlak v aktuátoru poklesne, pak pružina tlačí ventil zpět do uzavřené polohy a umožňuje nárůst rychlosti na turbíně (Obr. 18), (Obr. 19). [27] Pneumatický aktuátor podléhá velkému opotřebení vnitřních komponent. Vlivem stárnutí materiálu a cyklickým teplotním zatěžováním dochází k relaxaci pružiny uvnitř aktuátoru. To vede k negativnímu neřízenému pootvírání ventilu vlivem proudících výfukových plynů, které působí silou na plochu ventilu. [28]

Obr. 18 - Použití tlakového aktuátoru pro systém Obr. 19 – Řez pneumatickým aktuátorem [27] WG na vozu Ford Focus 1.8 TDDi

BRNO 2015

25


5.2.2 ELEKTRICKÝ AKTUÁTOR (REA) Implementace elektrického aktuátoru jako regulačního prvku turbodmychadla přináší výhody vysoké rychlosti a přesnosti ovládání polohy klapky a také disponuje velkým krouticím momentem. Úhel pootevření ventilu lze regulovat podle potřeby, což umožňuje, aby se turbodmychadlo pohybovalo v oblastech dobré účinnosti po celém spektru otáček motoru. Výhodou elektrického aktuátoru je možnost otevřít odpadní kanál úplně. To umožňuje rychlé prohřátí katalyzátoru, čímž se značně snižují emise výfukových plynů a spotřeba paliva při provozu studeného motoru. Mezi hlavní výhody elektrického ovládání patří vysoká míra stability a variabilita nezávisle na plnicím tlaku. Použití tzv. REA vede k dosažení lepší efektivity turbodmychadla ve srovnání s pneumatickým systémem. Dochází také ke zlepšení odezvy systému, která je až třikrát kratší ve srovnání se stávajícími pneumatickými aktuátory, přibližně 150 ms oproti 500ms.[28] REA se skládá ze stejnosměrného krokového motoru, redukčního převodu, vnějšího obalu a výstupního čepu s dorazem pro nastavení úhlu natočení. Použitím dorazu se snižuje množství proudu spotřebovávaného pro udržení ventilu ve výchozí poloze. Velký výstupní moment je důsledkem šnekového soukolí uvnitř převodovky (Obr. 20). [28]

Obr. 20 - Elektrický aktuátor s převodovkou

Obr. 21 – Schéma zapojení akčního člene do regulace WG [28]

Regulace polohy klapky obtokového kanálu na motoru Honda je řešena pomocí tlakového aktuátoru s pružinou, která svou tuhostí odpovídá tlaku 2bar. Jak je vidět na schématu (Obr. 21) poloha klapky uvnitř turbínové skříně není přímo závislá na velikosti plnicího tlaku, ale je řízena pomocí pulsně šířkové modulace, označováno také jako PWM ventil. Pro pohyb aktuátoru je tedy využíván stlačený vzduch z kompresorové skříně. Jeho velikost je upravována PWM ventilem tak, aby mohly být jednotlivé operační body motoru naladěny na co možná nejvyšší výkon a nedocházelo ještě k detonačnímu hoření.

BRNO 2015

26

NÁVRHOVÝ VÝPOČET VHODNÉHO TURBODMYCHADLA

6 NÁVRHOVÝ VÝPOČET VHODNÉHO TURBODMYCHADLA Každé turbodmychadlo je charakterizováno dvěma soubory parametrů. Prvním z nich je specifikován kompresor a to pomocí kompresorové mapy, která se skládá z korigovaného hmotnostního průtoku vzduchu, tlakového poměru, korigovaných otáček a ostrůvků účinností. Druhým souborem parametrů je potom turbínová mapa, která charakterizuje turbínu obdobně jako kompresor pomocí korigovaného průtoku spalin, tlakového poměru na kole a účinnosti. Veškeré mapy použité v této práci byly naměřeny na motorových celách opatřených plynovým hořákem spalujícím zemní plyn, tzv. gas stand. Podle schématu (Obr. 22) si lze představit složitost a komplexnost mapovacího stanoviště používaného pro určení odpovídajících kompresorových a turbínových map. [2][5] Základním elementem je plynový hořák, z kterého proudí horké spaliny na turbínové kolo a uvádí tak turbodmychadlo do pohybu. Zároveň jsou zaznamenávány hodnoty teplot a tlaků před i za turbínovým kolem a hmotnostní průtok spalin skrze turbínovou skříň. Na straně sání do kompresoru je umístěn vzduchový filtr, hmotnostní průtokoměr a senzory tlaku a teploty, které jsou pak i na straně výstupu stlačeného vzduchu z kompresorové skříně. Vystupující stlačený vzduch je přes ventil škrcen tak, aby bylo možné nasimulovat prostředí motoru, které se nachází za kompresorem. Turbodmychadlo je během mapování mazáno z externího zdroje oleje a tak je tlak a teplota vstupujícího i odváděného oleje zaznamenávána. [2][5]

Obr. 22 - Uspořádání testovacího zařízení [29]

BRNO 2015

27


6.1 MATCHING ZÁŽEHOVÝCH MOTORŮ Ve srovnání se vznětovými motory jsou zážehové motory pro návrh vhodného turbodmychadla podstatně složitější. Motory využívající energii ze spalování benzínových paliv mají zpravidla širší rozsah pracovních otáček, než motory využívají Dieselův pracovní cyklus. Je tedy obtížnější navrhnout turbodmychadlo tak, aby dobře spolupracovalo s motorem v širokém spektru otáček. Směšovací poměr musí být udržován v blízkosti stechiometrické směsi pro zajištění uspokojivého spalování. Maximální plnicí tlak je limitován s ohledem na náchylnost k detonačnímu hoření a tím ke klepání motoru. Protože poměr vzduch/palivo musí být udržován v konstantních hodnotách, je krouticí moment motoru přímo úměrný hmotnosti dodaného vzduchu a tedy i plnicímu tlaku. Požadavku na zvýšení točivého momentu v nízkých otáčkách motoru nemůže být dosaženo pomocí zvětšené dávky paliva, tak jak je tomu u motorů vznětových. Řešení může být nalezeno v použití designu dmychadla, které dosahuje nižších tlaků nebo v instalaci různých typů omezovačů plnicího tlaku při vysokých otáčkách motoru. Naladění turbodmychadla do nízkých otáček motoru při částečném zatížení by vedlo k tomu, že expanzní poměr na turbíně by byl velmi nízký a důsledkem toho by bylo dosaženo také velmi malého plnicího tlaku. Použití takovéhoto turbodmychadla by nezlepšilo krouticí moment v nízkých otáčkách, pouze by zvýšilo moment ve vysokých otáčkách motoru, čímž by se momentová charakteristika stala ještě méně příznivou. [1][2][9] Řešením je proto naladění turbodmychadla v relativně nízkých otáčkách motoru. Z toho vyplývá malá efektivní plocha pro proudění turbíny. Ve vysokých otáčkách by taková turbína znamenala velmi vysoké teploty výfukových plynů na výstupu z motoru. Abychom zabránili tomuto negativnímu efektu, bývá systém vybaven technologií bypassového kanálu, který má za úkol odvést zlomek výfukových plynů kolem turbíny a tím omezit expanzní poměr a výkon vyvinutý turbínou. Na druhé straně to napomáhá udržení tlaku ve výfukovém potrubí na přijatelné úrovni a brání dmychadlu ve zvýšení plnicího tlaku nad únosnou mez. Variabilní geometrie oběžného kola turbíny může v principu poskytovat lepší kontrolu nad systémem, tak jak je tomu u motorů vznětových. Zážehové motory však produkují výfukové plyny o vyšších teplotách a vyvstává tak problém s tepelnou roztažností a trvanlivostí, což vede k dosud omezenému použití v oblasti těchto motorů. [1][5] Jak narůstají otáčky motoru z volnoběhu, plnicí tlak roste na maximální hodnotu až do doby, kdy je omezen akčním členem integrovaným v systému. Poté plnicí tlak zůstává takřka na konstantní hodnotě. Vzhledem k velkému rozsahu otáček motoru je nezbytná dostatečná šířka kompresorové mapy. Nízké tlakové poměry na kompresoru jsou snadněji dosažitelné, ale vyvstávají zde problémy způsobené vůlí mezi kompresorovým kolem a skříní. Při částečných rychlostech motoru je proudění vzduchu do motoru řízeno pomocí škrticí klapky a nikoli otáčkami motoru, jak je tomu u vznětových motorů a klapka do značné míry potlačí vliv rychlosti na hmotnostní průtok vzduchu, a tak rychlostní linie spadají do celkem úzkého pásma. Obtokový kanál implementovaný v turbínové skříni je pak často považován za neefektivní systém, jelikož energie je záměrně odkláněna od turbíny. Což je však velmi zjednodušující předpoklad. Zařazení odpadního kanálu znamená, že plocha turbíny může být menší, než jak vyplývá ze správného porovnání, kdy nebyl uvažován odpadní kanál. Menší plocha turbíny má za následek zvýšení tlaku ve výfukových svodech a tedy i více energie k dispozici. Tím se částečně kompenzuje ztráta energie přes odpadní kanál. Nicméně, vyšší tlak ve výfukovém potrubí znamená, že práce motoru potřebná pro výměnu směsi ve válcích je méně příznivá, a tak v důsledku tohoto při vysokých otáčkách dochází k malým ztrátám na účinnosti. [5]

BRNO 2015

28


6.2 VÝPOČTOVÝ MODEL ZÁŽEHOVÉHO PŘEPLŇOVANÉHO MOTORU Správný výběr komponent turbodmychadla tvořících kompletní systém, spočívá v rovnováze mnoha parametrů. V závislosti na typu aplikace, může být požadovaný výkon specifikován v jednom pracovním bodě nebo v širokém rozsahu různých pracovních bodů. Turbodmychadlo musí splňovat základní kritéria pro montáž, tedy velikost a co možná nejnižší hmotnost. Aby mohly být provedeny korektní výpočty vedoucí k určení odpovídajícího turbodmychadla, je nutné mít k dispozici přesné specifikace každé dílčí komponenty turbodmychadla, aby bylo možné určit, jak celý se systém bude komplexně chovat. V reálné praxi existují dva možné přístupy pro návrh. Prvním z nich je stanovení vhodného kompresoru a turbíny, které budou odpovídat dané velikosti motoru a provozním podmínkám. Tento přístup je však pouze orientační analýza. Druhou možností je analyzovat výkon předdefinovaného motoru a turbodmychadla uvažovaných jako jeden systém. Tato analýza umožňuje předpovídat výkon systému za všech požadovaných provozních podmínek. Vliv změn v systému, jako jsou například různá kompresorová a turbínová kola, změny časování ventilů, je možné předvídat také změny objemu sacího či výfukového potrubí. S příslušnými systémovými nástroji je rovněž možné předvídat přechodové stavy systému. [2] Nalezení odpovídajícího kompresoru a turbíny může být časově náročné a pracné. Je možné využít analytické metody pro určení správného modelu, velikosti a aero tvaru kol tak, aby odpovídala požadavkům daného motoru pro konkrétní aplikaci. Analytické výpočty se pohybují od empirických vztahů po komplexní analýzy tekutiny a termodynamických dějů, které probíhají v motoru. Užitečnost, přesnost a náklady na dané typy výpočtových modelů se výrazně liší. [5] Jakákoli studie možností přeplňování spalovacího motoru vyžaduje určité údaje o výkonu turbodmychadla, velikosti a hmotnosti. Většina společností zabývajících se výrobou turbodmychadel prezentuje některé základní informace k tomuto účelu v podobě grafů, nejčastěji pak map. Každý model turbodmychadla se totiž ve skutečnosti skládá z několika samostatných částí. Které je většinou možné mezi sebou kombinovat tak, aby bylo dosaženo co nejlepšího přizpůsobení turbodmychadla dané aplikaci. [5]

6.3 LIMITY PŘI PŘEPLŇOVÁNÍ ZÁŽEHOVÝCH MOTORŮ Jedním z limitů přeplňovaného motoru je poměr vzduch/palivo na kterém je závislá teplota směsi ve válcích. Pokud směs ve válci dosáhne teploty samovznícení, dochází ve válcích k detonačnímu hoření, označovaném také jako klepání motoru. Teplota směsi je závislá na již zmiňovaném poměru, ale i na pohybu směsi uvnitř válce a dalších parametrech. Z tohoto důvodu musí být přeplňovaný motor vybaven snímačem klepání. Signály ze snímače jsou vyhodnocovány řídicí jednotkou, která může upravit jeden nebo i více parametrů, aby bylo zamezeno klepání. K minimalizaci klepání může být opožděna jiskra na svíčce, pootevřen ventil na odpadním kanálu turbodmychadla, uzavření škrticí klapky nebo i přepnutí motoru do nouzového režimu. [2] Pro vozidlo se zážehovým motorem bývá zpravidla používáno turbodmychadlo typu s odpadním kanálem. Použití turbíny s proměnlivou geometrií lopatek je standardem spíše pro vznětové motory, z důvodu nižších teplot spalin. Současné materiály turbodmychadel s VNT systémem neumožňují dlouhodobý spolehlivý provoz na zážehovém motoru. Pro větší účinnost turbodmychadla a využití efektu pulzujících výfukových plynů je v praxi využívána dvoukanálová turbínová skříň. Toto základní přiblížení bude vhodné pro výběr specifických kompresorových a turbínových map. [7]

BRNO 2015

29

MAPOVÁNÍ MOTORU HONDA

Dalšími limity týkající se přímo turbodmychadla související s teplotou spalin jsou požadavky na materiály a chlazení. Materiál turbínového kola a turbínové skříně by tedy měl odolávat teplotám větším, než 950°C. Voleny tedy budou materiály typu Inconel či HK30. Související je i nutnost chlazení centrální ložiskové skříně a to ne pouze okolním vzduchem, ale vodním okruhem. Toto opatření zabraňuje karbonizaci oleje na hřídeli a ložiskovém systému rotorové skupiny. Výhodou je samovolná cirkulace chladicího média skrze skříň i po vypnutí motoru. [2][5] Při návrhu kompresoru je potřeba uvažovat i možnost provozu motoru ve vyšší nadmořské výšce, kde je nižší atmosférický tlak. Dochází tak k vyššímu tlakovému poměru na kompresoru a je nutné zkontrolovat, zda nejsou překračovány maximální otáčky kola. [5]

7 MAPOVÁNÍ MOTORU HONDA Na začátku predikce vhodného turbodmychadla pro motor bylo potřebné znát základní data, která byla získána z mapování zadaného motoru Honda na motorové brzdě. Data použitá v následujících výpočtech byla naměřena v motorové cele na VUT v Brně. Pro potřeby měření byl motor nainstalován na hydrodynamický dynamometr SF-902 od společnosti Super Flow (Obr. 23). Hodnoty vystupující ze všech instalovaných snímačů a řídící jednotky byly zaznamenávány pomocí programového prostředí LabView na počítač umístěný ve velínu zkušebny (Obr. 24).

Obr. 23 - Motor připevněný k dynamometru SF-902

Obr. 24- Velín zkušebny

7.1 PARAMETRY MAPOVANÉHO MOTORU HONDA Jedná se o zážehový závodní řadový motor se čtyřmi válci o zdvihovém objemu 1980cm3 s nepřímým vstřikem paliva. Tato pohonná jednotka byla vytvořena ze sériového motoru Honda. Vzhledem k tomu, že motor má být použit pro blíže nespecifikované závodní účely, podléhá jistým pravidlům dané kategorie z hlediska konstrukce. Nejdůležitějším parametrem pro volbu kompresoru je skutečnost, že na straně sání do kompresoru musí být motor osazen restriktorem o průměru 45mm. Restriktor omezuje maximální průtočné množství vzduchu do motoru a bylo tak možné využít tohoto limitu pro prvotní návrh velikosti kompresoru. Další skutečností danou pravidly byla nutnost odstranění variabilního ventilového rozvodu, který je u sériového motoru tohoto typu samozřejmostí. Tento fakt byl zohledněn především při sestavování výpočtového modelu v programu GT Power. V tabulce (Tab. 2) je přehled důležitých parametrů motoru.

BRNO 2015

30


Tab. 2 – Parametry motoru Honda 1.98 Objem motoru 1980 cm

Maximální výkon

3

Maximální točivý moment

Restriktor sání

Maximání plnicí tlak

45 mm

Během mapování byl motor osazen turbodmychadlem s bypassovým kanálem od společnosti Borg Warner. Pro zlepšení odezvy turbodmychadla bylo zvoleno uložení rotorové skupiny v kazetě s valivými elementy. Turbínová skříň byla použita dvou volutová s odpouštěním spalin z obou kanálů. Řízení ventilu bypassového kanálu řešeno pomocí pneumatického tlakového aktuátoru řízeného tlakem z kompresorové skříně skrze třícestný ventil. Pro správné navržení turbodmychadla je nutné znát parametry motoru, kompresorové a turbínové mapy odpovídající zvolenému turbodmychadlu. Nejdůležitějšími veličinami, ze kterých výpočet vychází, jsou hodnoty teplot a tlaků vzduchu a spalin a jejich hmotnostní toky skrze motor.

7.2 MAPOVANÉ VELIČINY Během závěrečného mapování byla na motoru umístěna teplotní i tlaková čidla a objemový průtokoměr nasávaného vzduchu. Senzory byly umístěny tak, jak je zobrazeno na (Obr. 25). Naměřeny tak byly všechny veličiny potřebné pro návrh turbodmychadla.

Obr. 25 – Schéma rozmístění tlakových a teplotních senzorů na motoru [30]

V přehledu uvedeném v (Tab. 3), jsou zaznamenávané parametry během mapování motoru osazeného turbodmychadlem.

BRNO 2015

31


Tab. 3 – Výčet mapovaných parametrů motoru

Označení P0 T0 p1k T1k p2k T2k P1e T1e p1t T1t p2t T2T

Jednotka [kPa] [K] [kg.s-1] [kPa] [K] [kPa] [K] [kPa] [K] [kPa] [K] [kPa] [K] [g.s-1]

Popis atmosférický tlak vzduchu v motorové cele teplota vzduchu v motorové cele hmotnostní průtok vzduchu vstupujícího kompresoru tlak vzduchu na straně saní do kompresoru (v restriktoru) teplota vzduchu na straně saní do kompresoru (v restriktoru) tlak plnicího vzduchu na výstupu z kompresoru teplota plnicího vzduchu na výstupu z kompresoru tlak plnicího vzduchu před sacími kanály teplota plnicího vzduchu před sacími kanály tlak výfukových plynů před vstupem do turbínové skříně teplota výfukových plynů před vstupem do turbínové skříně tlak výfukových plynů po průchodu turbínovou skříní teplota výfukových plynů po průchodu turbínovou skříní hmotnostní průtok spalin na výstupu z výfuku (nebyl mapován)

7.3 MĚŘÍCÍ ČLENY POUŽITÉ BĚHEM MAPOVÁNÍ Tlak výfukových plynů byl měřen na vstupu do turbodmychadla a na výfukovém potrubí po průchodu turbínovou skříní. Obě měřící místa byla osazena čidlem tlaku Kistler 4049A10S (Obr. 26). Senzor je piezorezistivního typu, který měří hodnoty absolutního tlaku do velikosti 10bar s teplotní odolností do 1100°C. Princip funkce piezorezistivního senzoru vychází z deformace krystalu uvnitř senzoru na základě působení tlaku okolního prostředí. Deformací krystalu dochází ke generování elektrického napětí. Tlakové parametry na straně sání byly zaznamenávány pomocí čidel Kistler 4007BA5FS (Obr. 27). Měřící místa byla tři a to v místech restriktoru sání, výstupu stlačeného vzduchu z kompresoru a na vstupu plnicího vzduchu do sacích ventilů. Senzor je stejně jako předchozí implementovaný na výfuku piezorezistivního typu s měřicím rozsahem do 5bar a odolností do 200°C.

Obr. 26 - Senzor na straně sání (4007BA5)[30]

Obr. 27 - Senzor na straně výfuku (4049A10)[31]

Teploty obou médií, tedy plnicího vzduchu i výfukových plynů byly měřeny pomocí termočlánků MTC11 od společnosti Mavis s odolností do 1150°C. Výstupním signálem snímače je termoelektrické napětí úměrné měřené teplotě (Obr. 28). Objemový průtok vzduchu do motoru byl zaznamenáván váhou vzduchu od společnosti Super Flow. Tento měřící element vyhodnocuje objemové množství protečeného vzduchu na základě otáček axiálního vrtulového kola umístěného mezi voštinami, které napomáhají udržovat laminární chování proudícího vzduchu (Obr. 29).

BRNO 2015

32


Obr. 28 – Termočlánek Mavis MTC11[32]

Obr. 29 – Objemový průtokoměr Super Flow

7.4 ROZMÍSTĚNÍ SENZORŮ NA MOTORU Výše popsané senzory byly během mapování rozmístěny v okolí motoru, tak jak je to zobrazeno na fotografiích na následující straně (Obr. 30), (Obr. 31), (Obr. 32), (Obr. 33), (Obr. 34). Tlakový senzor na vstupu do kompresoru nebyl umístěn až přímo ve vstupní části kompresorové skříně, ale již v místě restriktoru sání. Pokud by bylo během výpočtu vycházeno z těchto hodnot, dospělo by se k nesprávným hodnotám tlakového poměru na kompresoru. Proto je v práci zahrnuta i vlastní metoda, jak zjistit velikost podtlaku vznikající přímo před kompresorem. Postup výpočtu bude řešen v jedné z pozdějších kapitol práce.

Obr. 30 - Objemový průtokoměr na straně sání Obr. 31 - Tlak před kompresorem a otáčky snímané na lopatkách kompresorového kola do kompresoru

BRNO 2015

33


Obr. 32 – Teplota a tlak výfukových plynů Obr. 33 – Teplota a tlak vzduchu před vstupem do před vstupem do turbínové skříně hlavy válců motoru

Další senzory osazené místo, byly výfukové svody připojené na výstup z turbínové skříně. Z hodnoty tlaku naměřeného za turbodmychadlem je možné následně určit tlakový poměr na turbíně.

Obr. 34- Tlak a teplota ve výfukových svodech, po průchodu turbodmychadlem

BRNO 2015

34


7.5 VSTUPNÍ DATA ZÍSKANÁ PŘI MAPOVÁNÍ MOTORU Motorová data byla měřena od 4500 do 7900 otáček za minutu, jelikož je toto rozpětí predikováno, jako nejvyužívanější během závodu a je zde kladen důraz na ideální spolupráci motoru a turbodmychadla. Tabulka se všemi měřenými parametry odstupňovanými po 500 otáčkách za minutu je přiložena na konci práce (Tab. 26). Základní údaje z mapování motoru jsou uvedeny v tabulce (Tab. 4). Tab. 4 – Zaznamenané hodnoty z motorové zkušebny

Motor

čtyřtaktní zážehový čtyřválec Honda

Výkon

Pe

[kW] při 6500 [min-1]

Krouticí moment

Me

[N.m] při 5500 [min-1]

Počet válců

i

[-]

Objem motoru

Vz

[cm3]

Teplota okolního vzduchu To

14.2

Atmosférický tlak

99.15 [kPa]

Po

[°C]

Průběhy výkonu a točivého momentu vynesené do grafu (Graf 4).

Graf 4- Vnější otáčková charakteristika motoru naměřená na motorové brzdě

V následujících kapitolách bude zvoleno turbodmychadlo s ohledem na naměřené průběhy výkonu a točivého momentu. Cílem bude dosáhnout vyššího maximálního výkonu a také ideálnějšího průběhu točivého momentu, tedy takového, aby bylo možné jeho maximální hodnotu využít i ve vyšších otáčkách motoru.

BRNO 2015

35

VÝPOČET PLNICÍHO TURBODMYCHADLA

8 VÝPOČET PLNICÍHO TURBODMYCHADLA Prvním důležitým krokem je zvolit typ turbodmychadla a druh regulace. Pro výpočet bylo uvažováno turbodmychadlo s radiálním kompresorovým kolem a radiálním turbínovým kolem. Vzhledem k požadavku na regulaci plnicího tlaku s přihlédnutím k vysokým teplotám výfukových plynů (max. 1100°C) bylo zvoleno turbodmychadlo s obtokovým ventilem, tedy typ WG. Pro zjednodušení výpočtu však nebude regulace na straně turbíny během výpočtu uvažována. Aby nedocházelo k zapékání motorového oleje na hřídel a ložiskový systém bylo žádoucí upřednostnit turbodmychadlo, které má ložiskovou skříň chlazenou chladicím médiem motoru, nikoliv pouze okolním vzduchem. Jelikož daný motor je určený pro závodní aplikaci, nebyl ve výpočtech uvažován žádný druh sytému redukující obsah škodlivin ve výfukových plynech. Při návrhovém výpočtu turbodmychadla pro standardní vozidla plnicí jednu z emisních norem je nutné uvažovat vliv např. katalyzátoru, filtru pevných částic (GPF), recirkulace výfukových spalin (EGR) nebo systém selektivní katalytické redukce (SCR). [2][6]

8.1 VÝPOČET POTŘEBNÉ HUSTOTY PLNICÍHO VZDUCHU Každý motor má specifické požadavky na potřebný vzduch. Nejdříve je tedy nutné vypočítat potřebnou hustotu plnicího vzduchu. Pro výpočet byl uvažován suchý vzduch jako ideální plyn. Následující výpočty vycházejí z termodynamických rovnic pro ideální plyn. [3] Efektivní výkon pístového spalovacího motoru je dán vztahem [2] , kde:

Pe i VH pe n

[kW] [-] [dm3] [Pa] [min-1] [-]

efektivní výkon, počet válců motoru, zdvihový objem jednoho válce, střední efektivní tlak působící na píst, otáčky motoru, taktnost motoru (pro čtyřtaktní motor platí

(1)

.

Pro celkový zdvihový objem platí [1]

, kde:

Vz

[dm3]

(2)

celkový zdvihový objem motoru.

Jak vyplývá ze vzorce, je možné efektivní výkon motoru zvýšit úpravou středního efektivního tlaku působícího na píst. Zvětšení středního efektivního tlaku je možné spálením většího množství paliva, ze kterého se následně do oběhu uvolní větší množství energie. Aby bylo možné dokonale spalovat větší množství paliva je podmínkou i dodávka většího hmotnostního množství vzduchu, což je vlastně podstatou přeplňování. [1][3]

BRNO 2015

36


Střední efektivní tlak na píst je dán vzorcem [3] , kde:

Hu

[J.kg-1] [-] [-] [kg.m-3] [-] [-] [-]

(3)

výhřevnost použitého paliva, spalovací součinitel přebytku vzduchu, teoretický směšovací poměr vzduchu a paliva, hustota plnicího vzduchu, dopravní účinnost motoru, indikovaná účinnost motoru, mechanická účinnost motoru.

Vzhledem k tomu, že spalovací součinitel přebytku vzduchu není znám, je možné součin spalovacího přebytku vzduchu a teoretického směšovacího poměru vzduchu a paliva možné přepsat do tvaru [1] , kde:

A/F

[-]

(4)

poměr vzduchu a paliva

Při mapování motoru bylo použito závodního benzínu ELF s označením LMS. Oktanové číslo paliva 101.7, výhřevnost paliva byla vyčtena z katalogu Hu=46.8 MJ/kg, tato hodnota byla uvažována v následujících výpočtech (Obr. 35). [33]

Obr. 35 – Palivo ELF Le Man Series [33]

Pro zpřehlednění výsledného vzorce byly zavedeny zjednodušující vzorce pro celkovou účinnost a poměr vzduch/palivo. Celková účinnost spalovacího motoru je vypočtena dle vztahu [1] , kde:

ηe

[-]

(5)

celková účinnost motoru.

Mechanická účinnost ani indikovaná účinnost motoru není známa. Pro výpočet celkové účinnosti proto bude použit vzorec dle rovnice (9). [3]

BRNO 2015

37


Spotřeba paliva nebyla během mapování motoru měřena, proto byla vypočtena pomocí následujících vztahů vycházejících ze směšovacího poměru. Výpočet hmotnostního průtoku spotřebovaného paliva vychází z množství vzduchu nasátého kompresorem dle vzorce [3] , [g.s-1] [g.s-1] [-]

kde:

(6)

hmotností průtok paliva, hmotnostní průtok vzduchu, směšovací poměr vzduchu vůči palivu.

Z hmotnostního průtoku a naměřeného výkonu je možné vypočítat měrnou efektivní spotřebu paliva podle vztahu [1] (7) kde:

BSFC [g.kW-1.h-1]

měrná efektivní spotřeba paliva.

Dosazením rovnice (6) do rovnice (7) dostáváme výsledný vztah pro měrnou efektivní spotřebu (8) Níže je uveden výpočet měrné efektivní spotřeby pro otáčky 4500 min-1

Tab. 5- Vypočtené hodnoty měrné efektivní spotřeby paliva [min-1] [kW] [g.s-1] [-] [g.s-1] BSFC [g.kW-1.h-1]

n Pe

4500 264.38 202.21 0.86 16.01 217.8

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

Účinnost spalovacího motoru je dána mírou využití energie uložené v palivu dle vztahu [1] .

(9)

Výpočet celkové účinnosti spalovacího motoru pro otáčky 4500 min-1

,

BRNO 2015

38


, kde:

celková účinnost motoru vyjádřená v procentech.

[%]

Tab. 6 – Vypočtené hodnoty celkové účinnosti motoru n

[min-1] [%]

4500 35

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

Pro výpočet hustoty plnicího vzduchu, je nutné znát ještě objemovou účinnost motoru, tedy vyjádřit skutečné nasáté množství vzduchu do motoru vzhledem k množství, které by bylo teoreticky možné nasát. Nejdříve bude určena objemová účinnost z naměřených dat podle vztahu [5] , kde:

[-] [dm3.s-1]

(10)

objemová účinnost motoru, objemový průtok vzduchu.

Objemový průtok vzduchu je vypočten dle vzorce [2] , kde:

[kg.m-3]

(11)

hustota plnicího vzduchu z naměřených dat.

Výpočet hustoty plnicího vzduchu na základě motorových dat [5] (12)

, kde:

[kPa] [kPa] [K]

absolutní tlak plnicího vzduchu před vstupem do motoru, atmosférický tlak okolního vzduchu, teplota plnicího vzduchu před vstupem do motoru.

Dosazením rovnice (11) do (10) a následně do vztahu (9) je možné psát výslednou rovnici pro objemovou účinnost .

(13)

Příklad výpočtu objemové účinnosti pro otáčky 4500 min-1 ,

BRNO 2015

39


, (14)

, kde:

[%]

objemová účinnost motoru vyjádřená v procentech.

Procentuelní výpočet objemové účinnosti motoru . Odvození vztahu pro výpočet požadované hustoty plnicího vzduchu po dosazení vztahů (2) do (1), (4) a (5) do (3) .

(15)

Příklad výpočtu požadované hustoty plnicího vzduchu pro otáčky 4500 min-1 , . Hodnoty potřebné hustoty plnicího vzduchu pro celé spektrum ot. jsou uvedeny v (Tab. 7). Tab. 7 – Výsledné hodnoty objemové účinnosti a hustoty plnicího vzduchu

n A/F

[min-1] [-] [%] [kg.m-3]

4500 12.63 87.62 3.16

5000

Závislost hustotu plnicího vzduchu

5500

6000

6500

7000

7500

lze vyjádřit také jako [1] ,

kde:

[kPa] [J.kg-1.K-1]

7900

(16)

tlak vzduchu vstupujícího do motoru (plnicí tlak), plynová konstanta vzduchu.

Ze vzorce (16) vyplývá, že hustotu plnicího vzduchu lze zvýšit [1]:   

Zvýšením tlakového poměru v kompresoru (zvýšení výstupního tlaku), snížením teploty vzduchu ochlazením v mezichladiči plnicího vzduchu, kombinací výše uvedených způsobů.

BRNO 2015

40


8.2 VÝPOČET RADIÁLNÍHO KOMPRESORU Pro dosažení požadovaných hodnot výkonu a krouticího momentu je nezbytné do motoru dopravit požadované množství vzduchu o správné hustotě. Parametry vzduchu vstupujícího do motoru jsou ovlivněny parametry dmychadla a současně mezichladičem stlačeného vzduchu. V prvním kroku je nezbytné stanovit hmotnostní průtok kompresorem a stlačení vzduchu při průchodu kompresorem. Pro výpočet je tedy vhodné zvolit si teplotu a tlak okolního prostředí. Během mapování motoru byl tlak i teplota v motorové cele měřeny, budou tedy použity tyto hodnoty. [5] 8.2.1 STANOVENÍ TLAKU PŘED KOMPRESOREM Tlak před vstupem do kompresoru nebyl měřen v kompresorové skříni přímo před vstupem na kompresorové kolo, ale již uvnitř restriktoru, a proto byl zvolen alternativní přístup, jak zjistit tlakový poměr na dmychadle. Tlak p1k vypočítaný ze zjištěného tlakového poměru bude použit pro následující výpočty. Ze známé konfigurace turbodmychadla Borg Warner byla použita kompresorová mapa, do které byly vyneseny zpětně pracovní body na základě mapovaných otáček turbodmychadla a hmotnostního průtoku vzduchu přes kompresor (Obr. 75). Stlačení vzduchu v kompresoru je definováno jako poměr absolutních tlaků na vstupu a výstupu z kompresoru [40] , kde:

[-] [kPa] [kPa]

(17)

tlakový poměr na kompresoru Borg, absolutní tlak před kompresorem, absolutní tlak za kompresorem Borg.

Aby mohla být vykreslena naměřená motorová data do kompresorové mapy, bylo nutné přepočítat otáčky turbodmychadla a hmotnostní průtok na korigované hodnoty v závislosti na vstupní teplotě a tlaku dle vzorců udávaných výrobcem turbodmychadla. Výpočet korigovaného hmotnostního průtoku vzduchu [40] ,

kde:

[kg.s-1] [kg.s-1] [K] [kPa]

(18)

hmotnostní průtok z dat při mapování motoru, korigovaný průtok vzduchu skrze kompresor Borg, referenční teplota pro korekční výpočet (Tref = 298.15K), referenční tlak pro korekční výpočet (Pref = 101 kPa).

Jako Tref byla dle výrobce zvolena teplota rovna 25°C, tlak Pref potom jako atmosférický tlak zaznamenaný během měření. Vzorec pro výpočet korigovaných otáček dmychadla [40]

,

BRNO 2015

(19)

41


kde:

[min-1] [min-1]

korigované otáčky kompresoru, otáčky rotorové skupiny získané při mapování motoru.

Poslední nutnou úpravou bylo přepočítat korigovanou rychlost turbodmychadla na jednotky použité v mapě, tedy [m.s-1]. Do tohoto výpočtu vstupuje průměr kompresorového kola, který byl dle typu stanoven na 76 mm. Výpočet byl proveden na základě rovnice [40] , kde:

[m.s-1]

(20)

korigované otáčky kompresoru přepočtené na jednotky v mapě.

Kompresorová mapa s vynesenými body je přiložena na konci práce (příloha 1). Z určeného tlakového poměru byly na základě vzorce (21) vypočteny hodnoty absolutního tlaku před vstupem do kompresoru [40] , kde:

[-]

(21)

tlakový poměr odečtený z kompresorové mapy Borg.

Příklad výpočtu pro pracovní bod motoru odpovídající otáčkám 4500 min-1 [kPa] . Rozdílem tlaku před kompresorem a naměřeným atmosférickým tlakem je vyjádřena tlaková ztráta restriktoru sání , kde:

(22)

[kPa] tlaková ztráta v restriktoru.

Tab. 8 – Hodnoty vynesené do kompresorové mapy Borg Warner

n ΠkBorg nt mkBorg p2kBorg p1k Δpres

BRNO 2015

[min-1] [-] [min-1]

4500 2.64 97.8

[m.s-1]

369.3

-1

0.202 0.204 261.6 99.11 0.09

[kg.s ] [kg.s-1] [kPa] [kPa] [kPa]

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

42


Vypočtené hodnoty tlakové ztráty na restriktoru byly vyneseny do grafu v závislosti na otáčkách motoru (Graf 5).

Graf 5 – Průběh tlakové ztráty v restriktoru sání

8.2.2 STANOVENÍ POTŘEBNÉHO PLNICÍHO TLAKU Pro stanovení hodnoty plnicího tlaku bude využita požadovaná hodnota hustoty vzduchu. Hodnota plnicího tlaku vyplývá z rovnice (16), kterou lze přepsat do tvaru .

(23)

Stlačení vzduchu v kompresoru je definováno jako poměr absolutních tlaků na vstupu a výstupu z kompresoru [1] , kde:

[-] [kPa] [kPa]

(24)

tlakový poměr na kompresoru, absolutní tlak před kompresorem, absolutní tlak za kompresorem.

Vzduch vstupující do motoru je uvažován jako ideální plyn, a proto je možné pro výpočet využít stavovou rovnici .

(25)

Kterou je možné přepsat do tvaru .

BRNO 2015

(26)

43


Objem plynu je možné vypočítat dle rovnice .

(27)

.

(28)

Dosazením vztahů (26) a (27) do vztahu (28) získáváme rovnici ,

kde: R

[kg.mol-1] [J.mol-1.K]

(29)

molární hmotnost suchého vzduchu, MA= 28.97.10-3[kg.mol-1], univerzální plynová konstanta, kde R = 8.314 [J.mol-1.K].

Vzhledem k tomu, že motor byl osazen mezi chladičem plnicího vzduchu a restriktorem, je obě komponenty nezbytné uvažovat během výpočtu. Pro vstupní tlak před kompresorem je nutné uvažovat tlakovou ztrátu restriktoru, kde dochází ke škrcení nasávaného vzduchu. Během mapování nebyl motor osazen vzduchovým filtrem, a jelikož nejsou známy jeho parametry, nebude během výpočtu uvažován. Rovnice zahrnující tlakovou ztrátu chladiče plnicího vzduchu (30)

, kde:

[kPa]

tlaková ztráta na mezi chladiči stlačeného vzduchu.

Tlaková ztráta restriktoru je do výpočtu zanesena pomocí rovnice (31)

, kde:

[kPa]

tlaková ztráta na restriktoru sání.

Teplota za kompresorem je vypočtena v závislosti na isoentropické účinnosti a teplotní spád přes kompresor je potom dán vztahem [1]

,

kde:

[K] [K] [-] [-]

(32)

teplotní spád přes kompresor, teplota na vstupu do kompresoru, stejná jako teplota okolí, isoentropická účinnost kompresoru, konstanta pro dvouatomové plyny .

Účinnosti kompresoru v jednotlivých pracovních bodech byly voleny na základě podobnosti vykreslených motorových dat do mapy Borg (Tab. 9).

BRNO 2015

44


Tab. 9- Volené isoentropické účinnosti kompresoru pro jednotlivé pracovní body [min-1] [-]

n

4500 0.72

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

Výstupní teplota z kompresoru je pak dána vztahem .

(33)

Závislost účinnosti a tlakové ztráty mezichladiče plnicího vzduchu

100

12 11 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0

Účinnost mezichladiče

95

Tlaková ztráta mezichladiče

Účinnost [%]

90

Pracovní body motoru

85 80 75 70 200

210

220

230

240

250

260

270

280

290

300

Tlaková ztráta [kPa]

Pro určení vstupního tlaku a teploty plnicího vzduchu do spalovacího prostoru musí být známy parametry chladiče plnicího vzduchu. Jelikož nebylo možné od dodavatele mezichladiče získat parametry účinnosti a tlakové ztráty, byly tyto hodnoty odhadnuty na základě známých průběhů podobných chladičů typu vzduch-voda (Graf 6).

310

Hmotnostní průtok plnicího vzduchu [g/s]

Graf 6- Parametry mezichladiče plnicího vzduchu

Plnicí vzduch musí být ochlazován v mezichladiči, aby došlo ke zvýšení jeho hustoty a bylo tak možné dostat větší množství vzduchu do motoru. Teplota vzduchu za kompresorem a na vstupu do sacích kanálů musí být rozdílná a to o teplotu, která je dána vztahem [1] , kde:

[K] [-] [K]

(34)

ochlazení vzduchu v mezichladiči, účinnost mezichladiče, teplota vody proudící skrze chladič.

Tlak v sacích kanálech je dopočítán dle vztahu [1] ,

(35)

Z rovnice (29) vychází po úpravě vztah pro výpočet hustoty plnicího vzduchu, který bude použit pro iterační výpočet

BRNO 2015

45


.

(36)

Ověření výpočtu hustoty plnicího vzduchu v závislosti na iteračním určení tlakového poměru pro otáčky 4500 min-1 . Tab. 10 – Výsledky iteračního výpočtu vedoucího ke zjištění tlakového poměru na kompresoru n

[min-1]

Po

[kPa]

Δpch

[kPa]

2.00

Δpres

[kPa]

0.09

P1k

[kPa]

99.11

T1k

[K]

ΔTk

[K]

137.01

T2k

[K]

430.16

ηch

[-]

0.92

Tvody

[K]

288.15

ΔTch

[K]

130.65

T1e

[K]

299.51

p1e

[kPa]

271.54

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

99.15

293.15

[-] ρpl

4500

2.76 -3

[kg.m ]

3.16

8.2.3 STANOVENÍ HMOTNOSTNÍHO PRŮTOKU KOMPRESOREM Hmotnostní tok vzduchu motorem, který dodává turbodmychadlo, je možno rozdělit na tok definovaný hltností motoru a na proplachovací tok, který ve chvíli překrytí ventilů propláchne spalovací prostor a odchází nespálený do výfuku. Výše uvedené jde zapsat pomocí rovnice [1] , kde:

[kg.s-1] [kg.s-1] [kg.s-1]

(37)

celkový hmotností tok vzduchu motorem, hmotnostní tok motorem daný jeho hltností, proplachovací hmotnostní tok daný překrytím vetilů.

Během mapování motoru byl na základě časování ventilů proplachovací tok součástí celkového hmotnostního toku. Bude tedy zahrnut do výpočtu prostřednictvím součinitele proplachu. Po zavedení součinitele do rovnice (37), lze rovnici zapsat ve tvaru [1]

BRNO 2015

46


, kde:

(38)

součinitel proplachu, dle konzultace voleno

[-]

.

Součinitel proplachu nabývá hodnot 1.2-1.25 v závislosti na hodnotě stlačení kompresorem. Na základě hltnosti spalovacího motoru byly vypočteny hodnoty průtoku vzduchu kompresorem. Příklad výpočtu hmotnostního toku pro otáčky 4500 min-1

Tab. 11 – Hmotnostní průtok kompresorem n ρpl ϕpr

[min-1] [kg.m-3]

4500 3.16

[-]

0.87

5000

5500

[-]

6000

6500

7000

7500

7900

1.225 -1

[g.s ]

248.03

8.3 VÝPOČET RESTRIKTORU SÁNÍ Jak již bylo zmíněno, motor je osazen restriktorem na straně sání do kompresoru. Tato skutečnost je dána tím, že motor bude použit pro závodní účely, kde je restriktor dán pravidly. Restriktor bude ve výpočtu uvažován jako Lavalova tryska (Obr. 36). [38] Restriktor působí jako škrticí element a limituje tak maximální průtok vzduchu kompresorem, respektive motorem. Výpočet maximálního průtoku kompresorem, než dojde k jeho zahlcení, určí maximální průtočné množství stanovené z rovnice (44).

Obr. 36 – Schéma Lavalovy trysky [39]

Lavalova dýza je složena ze dvou částí. První z nich je konvergentní, kde se průměr snižuje do kritického průřezu. Druhou částí je divergentní část, kde dochází k dalšímu urychlování plynu. [39]

BRNO 2015

47


Chování trysky vychází z rovnice kontinuity (39)

. Výpočet kritického tlakového poměru vzduchu proudícího restriktorem dle rovnice [39]

(40)

, kde:

[-] [-]

kritický tlakový poměr, izoentropický exponent pro dvouatomový plyn,

.

Po dosazení do rovnice (40) získáváme hodnotu kritického tlakového poměru

. Výpočet rychlosti kritického proudění vychází z rovnice [39]

, kde:

[m.s-1] [K] [kPa]

(41)

rychlost proudění při dosažení kritického tlakového poměru, teplota proudícího vzduchu, uvažováno T1 = 298.15 [K], tlak v restriktoru, z naměřených dat p1=72550 [Pa].

Kritická rychlost proudění je tedy po dosazení do rovnice (41)

Průměr restriktoru je obsah kruhu

Průřez restriktoru je vypočten ze známého vzorce pro

(42)

BRNO 2015

48


Výpočet hustoty suchého vzduchu při nižším tlaku, než atmosférickém [37]

,

kde:

[kg.m-3] [kg.m-3] [K-1] [K] [Pa]

(43)

[kg.m-3]kalkulovaná hustota vzduchu v restriktoru, referenční hustota vzduchu, dáno ρ0=1.276 [kg.m-3], koeficient zohledňující teplotu vzduchu, ν=0.00366 [K-1], teplota vzduchu vrestriktoru, voleno t=298.15[K], tlak v restriktoru.

Hustota vzduchu proudícího restriktorem je vypočtena z rovnice (43)

. Limitní průtok vzduchu, při kterém dojde k zahlcení restriktoru je vypočten z rovnice [39] , kde:

(44)

[g.s-1] maximální průtok vzduchu limitovaný restriktorem.

Maximální průtok vzduchu do kompresoru je vypočten dosazením do vztahu (44) . Hodnota vypočtená z rovnice (44) je prakticky totožná s maximálním hmotnostním průtokem zaznamenaným během mapování motoru. Maximální průtok vzduchu restriktorem byl během mapování [g.s-1]. Tento rozdíl může být způsoben odchylkami senzorů během měření. Limit restriktoru je nižší než maximální potřebný průtok vzduchu motorem. Z toho je patrné, že maximální výkon i točivý moment motoru bude limitován.

8.4 STANOVENÍ PŘÍKONU KOMPRESORU Kompresor turbodmychadla musí být schopen poskytnout takové stlačení, aby dosáhl potřebného středního efektivního tlaku uvnitř válců spalovacího motoru. Příkon kompresoru musí být vypočten, aby bylo možné později určit parametry turbíny, která bude schopna dodat kompresoru potřebný výkon. Příkon kompresoru je dán vztahem

,

kde:

BRNO 2015

[kW] [J.kg-1]

(45)

příkon kompresoru, energetický spád přes kompresor.

49


Energetický spád přes kompresor může být zapsán pomocí rovnice [1]

, [J.kg-1.K-1]

kde:

(46)

měrná tepelná kapacita vzduchu.

Výpočet měrné tepelné kapacity plnicího vzduchu [1]

, [J.kg-1.K-1]

kde:

(47)

měrná plynová konstanta, voleno rA= 287 [J.kg-1.K-1].

Výpočet hodnot příkonu pro radiální kompresor na základě rovnic (45) a (46) pro otáčky motoru 4500 min-1

,

. Hodnoty příkonu kompresoru vypočtené pro celé spektrum otáček jsou uvedeny v (Tab. 12). Tab. 12 – Vypočtené hodnoty příkonu radiálního kompresoru n

[min-1] [K] [-]

5000

5500

6000

6500 293.15

7000

7500

7900

0.72 -1

[g.s ] Πk

4500

248.03

[-]

2.76 -1

[kJ.kg ]

138.00

[kW]

34.23

8.5 VÝPOČET RADIÁLNÍ TURBÍNY Energie pro pohon kompresoru bude generována radiálním turbínovým kolem poháněným výfukovými plyny. Návrh turbíny bude uvažován zjednodušeně, tedy bez zavedení regulačního člene (bypassového kanálu). Prvním krokem návrhu bude určení hmotnostního průtoku skrze turbínovou skříň.

BRNO 2015

50


8.5.1 URČENÍ HMOTNOSTNÍHO TOKU SKRZE TURBÍNU Hmotnostní tok procházející přes turbínové kolo je roven součtu průtoku plnicího vzduchu a spotřebovaného paliva. Hmotnostní průtok výfukových plynů je potom dán vztahem [2] (48) Příklad výpočtu hmotnostního průtoku spalin přes turbínu pro otáčky 4500 min-1 . Tab. 13 – Vypočtené hodnoty průtoku spalin přes turbínu n

[min-1] [g.s-1] [g.s-1] [g.s-1]

4500 248.03 16.01 264.04

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

8.5.2 URČENÍ TLAKOVÉHO POMĚRU NA TURBÍNĚ Tlakový poměr na turbínovém kole je definován jako poměr absolutního tlaku za motorem k statickému tlaku ve výfukových svodech po průchodu turbodmychadlem. Tato veličina bude vypočtena na základě potřebného plnicího vzduchu tak, aby turbína pokrývala příkon kompresoru a také vznikající třecí ztráty v uložení rotorové skupiny. [11] Pro výpočet je tedy nutné určit výkon turbíny a položit ho roven příkonu kompresoru. Pro výkon turbíny platí rovnice [1] , kde:

[kW] [J.kg-1] [-] [-]

(49)

výkon turbíny turbodmychadla, isoentropický spád na turbíně, zdánlivá účinnost turbíny, mechanická účinnost turbíny.

Mechanická účinnost turbíny závisí na typu uložení rotorové skupiny. Vzhledem k využití turbodmychadla pro závodní speciál, bude kladen důraz na rychlou odezvu turbodmychadla, což vede k použití ložiska s valivými elementy. Účinnost tedy bude vyšší než u standardních kluzných ložisek. Hodnoty zdánlivé účinnosti turbíny nejsou dostupné, proto bude součin účinností nahrazen celkovou účinností dle rovnice [1] , kde:

BRNO 2015

[-]

(50)

celková účinnost turbíny.

51


Na základě konzultací se společností Honeywell byly hodnoty celkové účinnosti turbíny zvoleny. Účinnosti turbínového kola v jednotlivých pracovních bodech motoru jsou uvedeny v (Tab. 14). Tab. 14- Volené hodnoty celkové účinnosti radiálního turbínového kola n

[min-1] [-]

4500 0.58

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

Zapsání podmínky rovnováhy výkonu na rotorové skupině platí dle rovnice [1] .

(51)

Úpravou rovnice (51) je odvozen vztah pro efektivní práci kompresoru , [J.kg-1]

kde:

(52)

efektivní práce kompresoru.

Výpočet tlakové poměru na turbíně proběhne dle vztahu [1]

,

kde:

(53)

tlakový poměr na turbínovém kole, měrné teplo výfukových plynů, voleno z literatury [1], teplota výfukových plynů, použity hodnoty z měření, exponent isoentropy, voleno dle literatury [1].

[-] [kJ.kg-1.K-1] [K] [-]

Úpravou rovnice (53) lze vyjádřit vztah pro výpočet isoentropického spádu na turbíně .

(54)

Pro finální výpočet tlakového poměru na turbíně je nezbytné znát tlak výfukových plynů po průchodu turbodmychadlem. Protože není známa aktuální konfigurace výfukového potrubí použitého na motoru, není tedy známa tlaková ztráta výfukového potrubí. Pro přibližný výpočet budou použity hodnoty absolutních tlaků za turbínou na základě mapovaných dat (Tab. 15). Tab. 15 – Hodnoty tlaků za turbínou naměřené během mapování motoru n

[min-1]

4500

[kPa]

91.2

BRNO 2015

5000

5500

6000

6500

7000

7500

7900

52


Tlak výfukových plynů vstupujících na turbínu bude vypočten na základě kalkulovaného tlakového poměru a známé hodnoty tlaku za turbínou dle rovnice [1] ,

(55)

[kPa] absolutní tlak vstupující do turbínové skříně, [kPa] absolutní tlak naměřený ve výfukovém potrubí za turbodmychadlem.

kde:

Dosazením do rovnic (52), (53), (54) a (55) budou vypočteny všechny potřebné neznámé. Příklad výpočtu pro otáčky 4500 min-1

,

,

,

. Tab. 16 – Vypočtené hodnoty tlakového poměru na turbíně a tlaku výfukových plynů za motorem n

α

[min-1] [K] [-] [kPa] [kJ.kg-1.K-]1 [K] [-] [kJ.kg-1] [kJ.kg-1] [-] [kPa]

4500

5000

5500

6000 6500 293.15

7000

7500

7900

0.58 91.2 1.13 784.3 1.35 99.36 160.98 2.17 197.54

8.6 KORIGOVANÝ VÝPOČET HMOTNOSTNÍCH PRŮTOKŮ V předchozích kapitolách byly vypočteny hodnoty hmotnostních průtoků a tlakových poměrů jak na kompresoru, tak i na turbíně. Tato data poslouží pro určení nejvhodnějších turbínových a kompresorových map, které budou následně použity v simulačním programu. Mapy společnosti Honeywell jsou vykresleny na základě korigovaných dat. Aby bylo možné

BRNO 2015

53


výše vypočtené hodnoty vynášet do kompresorových a turbínových map, musí být nejdříve data přepočtena pomocí korekčních vztahů. Korekční vztah pro hmotnostní průtok vzduchu kompresorem, používaný společností Honeywell, je vypočten dle vzorce [12]

, [kg.s-1]

kde:

(56)

korigovaný hmotnostní průtok vzduchu kompresorem.

Stejně jako kompresor, tak i turbínová mapa je vykreslena v korigovaných hodnotách. Korekční výpočet pro hmotnostní průtok spalin turbínou je vypočten pomocí vztahu [12]

, [kg.s-1]

kde:

(57)

korigovaný hmotnostní průtok spalin turbínou.

Příklad korekčního výpočtu hmotnostního toku vzduchu a spalin pro otáčky 4500 min-1

,

.

Tab. 17 – Výpočet korigovaných hmotnostních průtoků přes kompresor a turbínu n

[min-1] [K]

4500

[K]

784.3

[kPa]

99.11

[kPa]

197.90

-1

[g.s ]

248.03

[g.s-1]

264.04

-1

[kg.s ]

0.247

[kg.s-1]

0.312

BRNO 2015

5000

5500

6000 6500 293.15

7000

7500

7900

54

VOLBA VHODNÉHO PLNICÍHO TURBODMYCHADLA

9 VOLBA VHODNÉHO PLNICÍHO TURBODMYCHADLA Hodnoty korigovaných hmotnostních průtoků spolu s hodnotami potřebných stlačení v kompresoru i turbíně budou v následujících řádcích vykreslovány do kompresorových a turbínových map. Účelem tohoto je najít kombinaci nejlépe vyhovující turbíny a kompresoru pro dané požadavky motoru. Mapy byly importovány do programového prostředí Excel a na základě níže uvedených hodnot do nich byly vykreslovány pracovní body motoru. Tab. 18- Tlakové poměry a korigované hmotnostní toky připravené pro vynesení do map [-] [kg.s ]

2.76 0.247

[-]

2.17

-1

-1

[kg.s ]

0.312

Ještě než budou data vynesena, je nutné uvést, čím jsou kompresorové a turbínové mapy charakterizovány. Společnost Honeywell uvádí pro svá turbodmychadla dva hlavní parametry, jsou to tzv. A/R poměr a trim. [12][34] A/R poměr popisuje geometrickou charakteristiku kompresorových i turbínových skříní. Písmeno A označuje plochu průtočného průřezu uvnitř voluty skříně a písmeno R vzdálenost mezi osou skříně a těžištěm průtočné plochy (Obr. 37). Typicky A/R poměr nabývá hodnot od 0.48 do 1.36. [34]

Obr. 37- A/R poměr zobrazen na kompresorové skříni [34]

Výše definovaný poměr má různé účinky na výkon kompresoru a turbíny. Výkon kompresoru není příliš závislý na změnách A/R poměru. Větší A/R poměr se u kompresorů používá k optimalizaci výkonu u aplikací s nižšími plnicími tlaky, menší A/R poměr se pak využívá pro motory s vyššími tlaky. Jak již však bylo řečeno, vliv poměru není v případě kompresoru až tak zásadní. Z tohoto důvodu je spektrum výběru užší, než je tomu u turbínových skříní. [34] Oproti kompresoru je výkon turbíny velice závislý na A/R poměru. Je to způsobeno tím, že tento poměr určuje průtokovou kapacitu turbíny. Použitím menšího A/R poměru se zvýší

BRNO 2015

55


rychlost výfukových plynů přicházejících na turbínu. To přináší zvýšený výkon turbíny už při nižších otáčkách motoru, což má za následek rychlejší nárůst plnicího tlaku. Malý A/R poměr směruje tok spalin na kolo více v tangenciálním směru, což snižuje maximální průtočnou kapacitu turbínového kola. Nižší poměr má za následek zvýšení protitlaku ve výfuku, který způsobuje i horší schopnost motoru „dýchat“ ve vyšších otáčkách a dochází tak i ke snížení špičkového výkonu ve vysokých otáčkách. [34] Naopak, velký A/R poměr snižuje rychlost spalin uvnitř skříně a způsobuje tak zpoždění nárůstu plnicího tlaku. Průtok skříní s větším poměrem proudí na kolo spíše v radiálním směru a dochází tak ke zvýšení efektivního průtoku turbínou, což vede k nižšímu protitlaku a lepšímu dosažitelnému výkonu při vyšších otáčkách motoru. [34] Volba A/R poměru turbínové skříně by měla být závislá na dané aplikaci a také na požadavku průběhu výkonové křivky. Pro motor Honda tedy bude vybíráno z turbínových skříní s větším A/R poměrem. Dalším charakteristickým rysem turbínových i kompresorových kol je tzv. trim. Hodnota trimu vyjadřuje vztah mezi vstupním a výstupním průměrem kola, přesněji řečeno, jde o poměr ploch (Obr. 38). [35]

Obr. 38 – Rotorová skupina s označením vstupní/výstupní průměr [35]

Vstupní průměr kompresorového kola je ten menší, přes který je vzduch nasáván, přes větší průměr pak vystupuje stlačený vzduch. U turbínového kola je tomu přesně naopak. Na větší průměr kola vstupují horké spaliny, přes menší průměr potom výfukové plyny opouští turbínové kolo. Hodnoty trimu bývají typicky v rozmezí od 38 do 98 a je možné ho vypočítat dle následujícího vzorce [35] .

(58)

Trim kola, ať už kompresorového nebo turbínového ovlivňuje charakteristiku proudění. S rostoucí hodnotou trimu roste i maximální průtočné množství. V ideálním případě by při změně tohoto parametru mělo dojít pouze k posunutí limitů průtoku do vyšších či nižších čísel. V praxi to však nebývá pravidlem a se změnou trimu dochází i ke změnám ostatních členů charakterizujících danou mapu. [35] Níže je na (Obr. 39) vyobrazeno schéma kompresorové mapy. Kompresor je určen hned několika limitními křivkami. V levé části mapy je možné najít mez pumpování. Tato křivka určuje hranici, mezi stabilní a nestabilní částí. Oblast v obrázku nalevo od křivky je částí nestabilní, napravo jde pak o část stabilní. V nestabilní části dochází k periodickým změnám směru proudu vzduchu, přičemž je část drive nasátého vzduchu vytlačována z kompresoru zpět na jeho sání. [1][5] Křivka ohraničující mapu zprava charakterizuje maximální průtočné množství kompresorem, kdy dochází k jeho zahlcení. Po překročení tohoto limitu již není možné dostat do motoru skrze kompresor větší množství vzduchu. [1]

BRNO 2015

56


Poslední křivkou, která uzavírá mapu z horní části, je maximální obvodová rychlost kompresorového kola. Při návrhu turbodmychadla je nutné kontrolovat, zda některý z pracovních bodů motoru nepřesahuje maximální rychlost, protože v tom případě by mohlo dojít k destrukci kola v důsledku překročení mechanické únosnosti kola. [5]

Obr. 39 – Limity kompresorové mapy [12]

Na obrázku (Obr. 40) je vyobrazen typický vzhled turbínové mapy s regulací obtokovým kanálem. Turbínová mapa má hlavní a vedlejší vertikální osu. Na hlavní ose, v obrázku nalevo, jsou vyneseny hodnoty korigovaného hmotnostního průtoku spalin a na vedlejší vertikální ose jsou potom vyneseny hodnoty účinnosti turbínového kola. Na vodorovné ose je znázorněn tlakový poměr přes turbínu, tato osa je oproti kompresorové mapě pootočena o devadesát stupňů. [1]

Obr. 40 – Schéma turbínové mapy [12]

BRNO 2015

57


9.1 VHODNÝ KOMPRESOR Vykreslením vypočtených hodnot do kompresorových map lze porovnat jednotlivé kompresory a vybrat nejlépe odpovídající dané aplikaci.

Obr. 41 – Kompresor C239(xx)TrimxxA/Rxxx

Obr. 42 – Kompresor C288(xx)Trimxx, A/Rxxx

Nejdříve bylo nutné určit velikostní třídu kompresorového kola. Na základě konzultací se společností Honeywell byly porovnány velikosti xx mm a xx mm. Další možnou alternativou by mohl být větší kompresor o velikosti xxmm. Ten byl však z možné volby vyřazen, protože se interval hmotnostního průtoku posouvá ještě do vyšších hodnot. Došlo by tedy ke snížení vzdálenosti operačních bodů od meze pumpování a turbodmychadlo by se tak během provozu mohlo dostávat do nestabilní oblasti. Provozování turbodmychadla v nestabilní oblasti by vedlo ke vzniku pulsů v sacím potrubí, které by měly negativní vliv na životnost jednotlivých komponent. Jako první byl použit kompresor s firemním označením společnosti Honeywell C239 s vnějším průměrem xx mm. Jak je však vidět na (Obr. 41) tento kompresor splňuje požadavky na hmotnostní průtok, avšak pracovní bod odpovídající maximálním otáčkám motoru je na hranici limitních otáček kola. Je tu tedy reálné riziko, že by mohlo dojít k přetočení kola nad kritické otáčky a tím k jeho destrukci. Druhý uvažovaný kompresor byl ze skupiny kol s průměrem 76 mm. Charakteristika tohoto kompresoru je zobrazena na (Obr. 42). Tlakový poměr v tomto případě značně převyšuje limity kola, a proto finální volba proběhne ze skupiny větších kompresorů. V dalším kroku byly vypočtené hodnoty vykresleny do map s označením C254G a C288. Obě mapy odpovídají kolům o průměru xx mm. Jak je vidět na Obr. 43) a (Obr. 44) teoreticky by mohly být obě kompresorová kola vyhovující. Průběh křivek má v případě obou typů kol srovnatelnou rezervu ve vzdálenosti od meze pumpování. Rozhodujícím faktorem pro volbu tak budou účinnosti jednotlivých operačních bodů. Jak velký bude vliv účinnosti na

BRNO 2015

58


výsledné chování motoru, bude určeno pomocí simulace v programu GT-Power. Na základě těchto výsledků proběhne volba výsledného kompresoru.

Obr. 43 - Kompresor C254G(xx)Trimx, A/Rxxx

Obr. 44 – Kompresor C288(xx)Trimxx, A/Rxxx

Je však potřeba uvažovat ještě možný provoz motoru ve zvýšené nadmořské výšce. V nadmořské výšce dochází k poklesu atmosférického tlaku, což vede na základě výpočtu tlakového poměru na kompresoru k jeho nárůstu. Zvýšení tlakového poměru má za následek posun křivky pracovních bodů v mapě nahoru ve vertikálním směru a přibližuje tak pracovní body k otáčkovému limitu kompresorového kola. Za tímto účelem byl přepočten tlakový poměr s uvažováním nadmořské výšky 1500 m.n.m., tedy tlakem 84.55 kPa.

Obr. 45 - Kompresor C254G(xx)Trimxx, A/Rxx

Obr. 46 - Kompresor C288(xx)Trimxx, A/Rxx

Z obrázku (Obr. 45) je patrné, že kompresor C254G nemá dostatečnou kapacitu pro provoz ve zvýšené nadmořské výšce. Tento fakt však bude ověřen pomocí simulace. Druhý uvažovaný kompresor C288 by měl být schopen pokrýt požadavek motoru i při zvýšené nadmořské výšce (Obr. 46).

BRNO 2015

59


9.2 VHODNÁ TURBÍNA Volba vyhovující turbíny proběhla stejným způsobem, jako u kompresoru, tedy vykreslením vypočtených hodnot do turbínových map. Na základě konzultací se společností Honeywell, objemu motoru, požadovaných hodnotách výkonu a točivého momentu byly vybírány turbíny o velikosti označované společností Honeywell jako GTxx. Vypočtený hmotnostní průtok spalin skrze turbínu je podstatně vyšší, než průtokové křivky turbín ze skupiny GTxx. Z tohoto důvodu bylo nutné zahrnout procentuální množství výfukových plynů odpouštěných skrze obtokový kanál. Protože se jedná o návrh turbodmychadla pro motorsport, byly vybrány turbíny s hřídelí, které jsou uloženy na ložiscích s valivými elementy. [5]

Obr. 47 – Turbína T241A(xx)Trimxx, A/R xxx, dvou volutová skříň

Korigovaný hmotnostní průtok turbínou T241A, A/R xxx s uvažováním odpouštění určité části horkých spalin přes odpadní kanál (Obr. 47). Množství odpouštěných výfukových plynů je uvedeno v (Tab. 19). [%] [kg.s-1] [kg.s-1]

45.0 0.312 0.172

Tab. 19 – Hmotnostní průtok spalin při uvažování bypassového kanálu pro turbínu T241, A/R xxx

Kde:

WG

BRNO 2015

[%] [kg.s-1]

Procentuelní část výf. plynů přepouštěných bypassem, korigovaný hmotnostní průtok s uvažováním WG.

60


Další možností je uvažovat stejné turbínové kolo, jako v prvním případě, avšak s jiným A/R poměrem. Ten je v případě této skříně menší. S touto skříní by mělo být dosaženo vyšších hodnot výkonu a točivého momentu už při nižších otáčkách, avšak za cenu, že výkon v maximálních otáčkách by byl omezen z důvodu škrcení v turbínové skříni (Obr. 48).

Obr. 48 – Turbína T241A(xx)Trimxx, A/R xxx, dvou volutová skříň Tab. 20 - Hmotnostní průtok spalin při uvažování bypassového kanálu pro turbínu T241, A/R xxx [%] [kg.s ]

50.0 0.312

[kg.s-1]

0.156

-1

Jak je vidět z tabulek (Tab. 19), (Tab. 20) a z porovnání hmotnostních průtoků, je patrné, že s klesajícími hodnotami A/R poměru klesá i maximální hodnota průtoku výfukových plynů skrze skříň. Obě výše uvedené mapy byly naměřeny se dvou-volutovou skříní. V tomto případě jsou na vstupní přírubě do turbíny dva otvory. V případě čtyřválcového motoru jsou tedy do každé voluty svedeny dva válce. Toto řešení přináší zvýšení účinnosti turbíny, protože je možné lépe využít energie pulzujících horkých spalin. Poslední uvažovanou turbínou je typ kola označovaný jako UHP, s A/R poměrem xxx. Mapa této turbíny byla mapována s turbínovou skříní s pouze jednou volutou. Nebude zde tedy takový vliv pulsací na účinnost, ale nadruhou stranu, vzhledem k absenci dělící stěny uvnitř skříně, nebude docházet k tak velkým ztrátám škrcením. Jak je vidět na (Obr. 49) turbína UHP se vyznačuje oproti turbínovému kolu T241A vyšší účinností. Tento přínos však bude ověřen prostřednictvím simulace. Tak jako v předchozích dvou případech jsou v (Tab. 21) hodnoty hmotnostního korigovaného průtoku s uvažováním bypassového kanálu.

BRNO 2015

61


Obr. 49 – UHP(xx) Trimxx, A/R xxx, jedno volutová skříň Tab. 21 - Hmotnostní průtok spalin při uvažování bypassového kanálu pro turbínu UHP, A/R xxx [%] [kg.s ]

44.0 0.312

[kg.s-1]

0.175

-1

BRNO 2015

62

SIMULAČNÍ MODEL GT POWER

10 SIMULAČNÍ MODEL GT-POWER Pro simulaci spolupráce turbodmychadla se spalovacím motorem bylo použito programu GT Power 7.0. Pro potřeby diplomové práce bylo umožněno využít programového prostředí poskytnutého společností Honeywell na jejich vlastním počítači. Pomocí tohoto softwaru jsou vykresleny grafy průběhu výkonu a točivého momentu. Následně bude provedena optimalizace parametrů tak, aby bylo možné dosáhnout co nejvyšších hodnot krouticího momentu v celém spektru otáček.

10.1 VLASTNÍ MODEL GT-POWER Za účelem vytvořit co možná nejvěrohodnější model popisující reálný motor bylo provedeno měření rozměrů na hlavě válců a ventilů. Pro zpřesnění průtočných charakteristik skrze hlavu válců s ventily byl také vypočten bezrozměrný průtokový součinitel na základě měření proudění vzduchu přes sací a výfukové kanály.

Obr. 50 - Hlava motoru Honda

Obr. 52 - Průměr sacího ventilu

Obr. 51 - Průměr vrtání válců v hlavě motoru

Obr. 53 - Průměr výfukového ventilu

Na obrázcích (Obr. 50) a (Obr. 51) je vidět 16-ti ventilová hlava válců s nepřímým vstřikem paliva a vodním chlazením motoru Honda. Obrázky (Obr. 52) a (Obr. 53) potom ukazují sací a výfukové ventily. Tento speciálně upravovaný kus byl poskytnut pro účely měření jednotlivých rozměrů majících výrazný vliv na výkonnostní křivky motoru. Tento prototyp nebyl přímo na mapovaném motoru, avšak obě hlavy válců budou uvažovány jako totožné.

BRNO 2015

63


Tab. 22 – Naměřené rozměry hlavy válců zanesené do GT Power modelu Průměr sacího ventilu Průměr výfukového ventilu Průměr sedla sacího ventilu Průměr sedla výfukového ventilu Průměr sacího kanálu Průměr výfukového kanálu Délka sacího kanálu Délka výfukového kanálu Plocha elipsovitého tvaru vstupu sacích kanálů Plocha elipsovitého tvaru výstupu výfukových kanálů

[mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm] [mm2] [mm2]

Hodnoty z tabulky (Tab. 22) byly přepsány do výpočtového modelu. Elipsovitý tvar sacího kanálu v místě připevnění svodů sání a obdobný tvar na straně výfuku, kde se hlava motoru napojuje na výfukové svody, byl nahrazen kruhovými průřezy. Ze známých ploch byly vypočteny ekvivalentní průměry odpovídající průtočné ploše skutečných kanálů.

Obr. 54- Hlava motoru umístěná na měřící stanici Super Flow SF-260

Zásadním parametrem majícím vliv na výkon motoru je odpor jednotlivých kanálů v hlavě válců. Tato charakteristika proudění přes sací a výfukové kanály byla měřena na měřicím aparátu společnosti Super Flow SF-260 při dvou hodnotách tlakového spádu a to 25 mbar a 50 mbar (Obr. 54). Aby mohly být výsledky z měření zavedeny do GT Power modelu je zapotřebí vypočítat bezrozměrný průtokový součinitel CF.

BRNO 2015

64


Výpočet proběhl na základě vzorce poskytnutého vedoucím práce podle vztahu

,

kde:

CF

[-] [g.s-1] [g.s-1] [g.mm-3] [mm2] [Pa]

(59)

bezrozměrný průtokový součinitel, skutečný naměřený hmotnostní průtok vzduchu, teoretický hmotnostní průtok vzduchu, hustota vzduchu, průtočná plocha ventilů, tlakový spád, kterého bylo dosaženo při měření.

Průtočná plocha ventilů byla spočítána dle vzorce pro obsah kruhu vynásobeného počtem ventilů, tedy dle vztahu , kde:

n

[-] [mm]

(60)

počet ventilů, v případě 16-ti ventilové hlavy průměr hrdla kanálu.

,

Výpočet průtočné plochy sacích a výfukových ventilů ,

, kde:

[mm2] [mm2]

průtočná plocha sacích ventilů, průtočná plocha výfukových ventilů.

Příklad výpočtu bezrozměrného průtokového součinitele pro stranu sání s hodnotami naměřenými při tlakovém spádu 2500 Pa a zdvihu 1.25 mm

,

(61)

Grafické závislosti bezrozměrného průtokového součinitele na poměru L/D jsou vykresleny v grafech (Graf 7) a (Graf 8) na konci práce v příloze (P. 2). Pomocí SW Excel byly vypočteny hodnoty součinitele pro různé poměry L/D. Výsledné hodnoty vypočtené ze vztahu (61) jsou uvedené v (Tab. 23). Parametry z této tabulky byly nakopírovány do vlastností sacích a výfukových ventilů implementovaných uvnitř výpočtového modelu.

BRNO 2015

65


Tab. 23 – Hodnoty bezrozměrných průtokových součinitelů pro kanály hlavy válců

L/D CF L/D CF L/D CF L/D CF

[-] [-] [-] [-] [-] [-] [-] [-]

Sací kanály 0.00 0.02 0.04 0.06 0.08 0.11 0.13 0.15 0.17

0.19

0.21 0.23 0.25 0.28 0.30 0.32 0.34 0.36 0.38

-

Výfukové kanály 0.00 0.03 0.05 0.08 0.10 0.13 0.16 0.18 0.21

0.23

0.26 0.29 0.31 0.34 0.36 0.39 0.42 0.44 0.47

-

Jako základ modelu byla využita existující předloha z interní databáze SW s názvem SI_4cyl. Na tento model byl doplněn restriktor sání, vzduchový filtr, mezichladič plnicího vzduchu a kompletní turbodmychadlo. Restriktor sání byl vymodelován jako dvě na sebe navazující trubice krátké délky. V podstatě se jedná o kónicky se zužující trubici na průměr 45 mm a druhou trubici, která se poté kónicky rozšiřuje na průměr odpovídající vstupnímu průměru kompresorové skříně. Vzduchový filtr je simulován jako element s tlakovou ztrátou. Rozměrové parametry mezichladiče plnicího vzduchu byly voleny na základě identických rozměrů získaných z webových stránek výrobce. Část plnicího potrubí vedoucí od výstupu z kompresorové skříně k sacím kanálům byla modelována na základě známých vstupních a výstupních průměrů jednotlivých komponent. Kompletní turbodmychadlo se skládá v programovém prostředí ze tří komponent, jsou jimi kompresor, turbína a hřídel spojující obě kola. Navržené charakteristiky kompresorů a turbín v kapitole (9.2) a (9.1) byly do softwaru importovány ve formátu SAE. Jedná se o univerzální formát, se kterým je schopna pracovat většina společností pohybující se v problematice simulací spalovacích motorů. Náhled na výpočtový model musel být z hlediska přehlednosti rozdělen na několik menších podcelků. Návrh strany plnicího vzduchu včetně popisu komponent je na (Obr. 55).

Obr. 55 – GT Power, sestavení modelu strany sání a plnicího vzduchu

Potrubí, propojující jednotlivé komponenty, byla navržena podle hodnot naměřených na motoru ve chvílích, kdy byla prováděna údržba motoru během testování na dynamometru uvnitř motorové cely.

BRNO 2015

66


Další částí modelu je strana plnicího vzduchu v prostoru mezi kompresorem a jednotlivými válci motoru (Obr. 56).

Obr. 56 – GT Power, cesta plnicího vzduchu od škrticí klapky po válce motoru

Obr. 57 – GT Power, výfukové potrubí mezi válci motoru a turbínou turbodmychadla

BRNO 2015

67


Modelace výfukových ventilů a výfukových svodů vedoucích horké spaliny k turbíně turbodmychadla (Obr. 57). Posledním funkčním prvkem modelu je vlastní turbodmychadlo. Dle schématu (Obr. 58) je možné ho rozdělit na hlavní tři funkční části, které již byly zmíněny na předcházející stránce. Protože se však jedná o turbodmychadlo s regulací obtokovým ventilem, je zde tato skutečnost zaimplementována pomocí regulačního prvku, který teoreticky udržuje klapku obtokového ventilu v takových polohách, aby bylo dosaženo požadovaného hodnoty tlaku plnicího vzduchu.

Obr. 58 – GT Power, turbodmychadlo s řízením obtokové klapky na základě plnicího tlaku

Časování ventilových rozvodů bylo ve výpočtovém modelu nastaveno na základě vývojáři poskytnutých tvarů vačkových hřídelí. S takto vytvořeným modelem proběhly simulace vedoucí k určení lepšího ze dvou turbodmychadel vybraných v kapitole (9). Na základě simulace bude doporučeno takové turbodmychadlo, které by dostatečně splňovalo nároky motoru a odolávalo vysokým teplotám spalin a bylo schopno zvládnout vysoký tlakový poměr na kompresoru.

BRNO 2015

68

ZHODNOCENÍ VÝSLEDKŮ

11 ZHODNOCENÍ VÝSLEDKŮ Na následujících stránkách jsou zobrazeny výsledky simulací ze softwaru GT Power, tedy jednotlivé mapy a křivky točivého momentu a výkonu. Postupně byly uvažovány všechny možné kombinace dříve vybraných dvou kompresorů a tří turbín. Ve variantě číslo 1 je uvažován kompresor C288(xx)Trimxx, A/Rxxx a turbína s jednou volutou UHP(GTxx) Trimxx, A/R xxx (Obr. 60).

Obr. 59 – Kompresorová mapa C288(xx)Trimxx, A/Rxxx, GT Power

Obr. 60 – Turbínová mapa UHP(GTxx) Trimxx, A/R xxx, GT Power

BRNO 2015

69


Operační body motoru vykreslené do kompresorové mapy se v oblasti vyšších tlakových poměrů dostávají na hranici meze zahlcení (Obr. 59). Je zde tedy možnost, že by se do motoru nedostávalo potřebné množství vzduchu, proto bude tato varianta z možných turbodmychadel vyloučena. Jako v pořadí druhá varianta byl volen stejný kompresor jako v předchozím případě a turbína T241A(GTxx)Trimxx, A/R xxx.

Obr. 61 - Kompresorová mapa C288(xx)Trimxx, A/Rxxx, GT Power

Obr. 62 – Turbínová mapa T241A(GTxx)Trimxx, A/R xxx, GT Power

BRNO 2015

70


V tomto případě jsou nevyhovující obě dvě radiální kola. Operační body motoru v kompresorové mapě opět dosahují meze zahlcení a na turbíně je překročen maximální tlakový poměr (Obr. 61), (Obr. 62). Jako třetí varianta byla zvolena kombinace kompresoru C254G(xx)Trimxx, A/Rxxx a turbíny UHP(GTxx) Trimxx, A/R xxx.

Obr. 63 – Kompresorová mapa C254G(xx)Trimxx, A/Rxxx, GT Power

Obr. 64 – Turbínová mapa UHP(GTxx) Trimxx, A/R xxx, GT Power

BRNO 2015

71


Toto turbodmychadlo má velmi dobře vyhovující turbínu (Obr. 64), avšak kompresor C254G, je limitováno maximálním tlakovým poměrem 4.5 (Obr. 63). Tento poměr je překračován, a proto musí být i toto turbodmychadlo z finální volby vyřazeno. Kompresorová mapa byla extrapolována softwarem, a proto je vykreslený tlakový poměr vyšší, než reálný. Čtvrtou variantou je kombinace kompresoru C254G(xx)Trimxx, A/Rxxx a turbíny T241A(GTxx)Trimxx, A/R xxx.



BRNO 2015

72


I varianta čtvrtého turbodmychadla musí být z výsledné volby vyřazena, jelikož tlakový poměr na turbíně i kompresoru byl překročen (Obr. 65), (Obr. 66). Předposlední, tedy pátou variantou byl uvažován kompresor C254G(xx)Trimxx, A/Rxxx a turbína T241A(GTxx)Trimxx, A/R xxx.



BRNO 2015

73


Předposlední zvolené turbodmychadlo má vyhovující turbínu, kde se operační body motoru vyskytují v oblasti vysoké účinnosti (Obr. 68). Pracovní body motoru se v kompresorové mapě dotýkají limitního tlakového poměru 4.5, což by při vyšší nadmořské výšce vedlo k překročení maximálních otáček kompresorového kola (Obr. 67). Z tohoto důvodu nebude turbodmychadlo uvažováno, jako vhodné. Pátá varianta turbodmychadla je složena z kompresoru C288(xx)Trimxx, A/Rxxx a turbíny T241A(GTxx)Trimxx, A/R xxx.

Obr. 69 – Kompresorová mapa C288(xx)Trimxx, A/Rxxx, GT Power


BRNO 2015

74


Poslední kombinace kompresoru a turbíny je pro zážehový motor Honda tou správnou volbou. Křivka operačních bodů motoru v kompresorové mapě má dostatečnou rezervu od nestabilní meze pumpování a zároveň leží v oblasti dostatečně vysokých účinností (Obr. 69). V horizontálním směru má kompresor vyhovující kapacitu pro nárůst tlakového poměru ve vyšších nadmořských výškách. Druhá strana turbodmychadla, tedy turbína poskytuje kompresoru dostatečný výkon, nedochází k překročení maximálního tlakového poměru a zároveň operační body motoru leží v dostatečných účinnostech (Obr. 70). Rozdíly v hodnotách tlakových poměrů jak na kompresoru, tak na turbíně mezi návrhovým výpočtem a simulací jsou způsobeny dříve neznámým množstvím výfukových plynů, které jsou odpouštěny přes bypassový kanál. Vykreslením křivek točivého momentu a výkonu lze zhodnotit přínos výsledné volby (Obr. 71) a (Obr. 72). Křivky byly vykresleny v programovém prostředí výpočtového softwaru GT Power.

Obr. 71 – Výkon motoru dosažený se zvoleným turbodmychadlem Garrett, GT Power

Obr. 72 – Točivý moment motoru dosažený se zvoleným turbodmychadlem Garrett, GT Power

BRNO 2015

75


Přínos turbodmychadla je vypočten na základě rozdílů hodnot výkonu a točivého momentu, které byly naměřeny na motoru s původním turbodmychadlem Borg vůči navrženému turbodmychadlu Garrett. Tab. 24 - Přínosy navrženého turbodmychadla Garrett Otáčky motoru Výkon Točivý moment Výkon Točivý moment Přínos výkonu Přínos toč. mom.

[min-1]

4500

5000

5500

6000

[kW] [N.m]

Navržené turbodmychadlo Garrett 337.8 716.9

[kW] [N.m] [%] [%]

Původní turbodmychadlo Borg 264.4 560.7 27.8 27.9

6500

7000 7500

7900

Jak vyplývá z hodnot v (Tab. 24) turbodmychadlo Garrett přináší výrazné zvýšení točivého momentu i výkonu v nižších otáčkách motoru. Oba parametry mohou narůst až o 28% při otáčkách 4500 min-1. Naopak v intervalu otáček 6500-7500 min-1 dochází s vybraným turbodmychadlem k poklesu výkonnostních charakteristik motoru. Ovšem pokles točivého momentu i výkonu je ve vyšších otáčkách zanedbatelný ve srovnání s jeho přínosem v nižších otáčkách. Charakter průběhu točivého momentu je ovlivněn z velké části A/R poměrem turbínové skříně. Protože požadavek na točivý moment ve vysokých otáčkách není tak důležitý, jako jeho dostatek ve středních otáčkách, bylo zvoleno turbodmychadlo s menším A/R poměrem, tedy xxx. Reálný přínos zvoleného typu plnicího turbodmychadla však může být od simulace trochu odlišný. Způsobeno to může být použitím ne zcela přesných rozměrů všech komponent motoru použitých ve výpočtovém modelu. Další nepřesnosti jsou zaváděny neznámými drsnostmi povrchů, přes které proudí plnicí vzduch nebo výfukové plyny a taktéž neznámými koeficienty přestupu tepla do okolí skrze jednotlivé prvky. Odlišnost simulace od reálných průběhů výkonnostních křivek by mohla být posuzována pouze z porovnání skutečného mapování motoru na dynamometru a výše uvedených výsledků.

BRNO 2015

76


11.1 PARAMETRY ZVOLENÉHO TURBODMYCHADLA Na základě návrhového výpočtu a provedené simulace bylo jako nejvhodnější turbodmychadlo zvoleno Garrett od společnosti Honeywell (Obr. 73). Jedná se o turbodmychadlo s radiálním turbínovým i kompresorovým kolem a s implementovaným interním odpadním kanálem. Klapka je řízena pneumatickým tlakovým aktuátorem, pro který je odebírán tlak přímo z kompresorové skříně. Turbodmychadlo má rotorovou skupinu uloženou na dvou kuličkových ložiscích (v označení písmeno R = rotating elements). Turbodmychadlo je určeno především pro zážehové motory, a proto je centrální skříň, kde se nachází valivá uložení, chlazena vodou z motorového okruhu. Kompresorová skříň je vybavena drážkou pro zmírnění vlivů nestabilní oblasti za hranicí meze pumpování. Bypassový kanál je rozdvojen. Pokud je tedy regulace plnicího tlaku a otáček rotorové skupiny aktivní, jsou výfukové plyny odpouštěny z obou volut turbínové skříně. Klapka odpadního kanálu je rozdvojená, jak je vidět na (Obr. 74). [36] Tab. 25 – Parametry turbodmychadla Garrett Garrett Turbodmychadlo Garret s interním bypassovým kanálem Parametry

Typ

Průměr

Trim

Materiál kola

Materiál skříně

Kompresor

Al slitina

Al slitina

Turbína

Slitina Inconel

Šedá litina

Obr. 73 - Garrett, pohled od kompresoru [36]

A/R poměr

Obr. 74 - Garrett, pohled od turbíny [36]

Nevýhodou tohoto turbodmychadla mohou být nestandardní připojovací rozměry na straně výstupu z turbínové skříně, proti klasickému provedení s kruhovitým výstupem opatřeným „V-spojkou“. Pokud by tedy bylo rozhodnuto o osazení motoru tímto turbodmychadlem, bude nutné počítat s výrobou prototypové redukce, která bude umístěna mezi turbodmychadlem a výfukovým potrubím. Vzhledem k požadavkům na vysoké teploty a chemickou stálost je zapotřebí kalkulovat s vyšší výrobní cennou.

BRNO 2015

77

ZÁVĚR

ZÁVĚR Cílem práce bylo navrhnout vhodné turbodmychadlo pro zážehový závodní motor Honda o zdvihovém objemu dva litry tak, aby bylo v celém spektru otáček dosahováno ideálního průběhu krouticího momentu a výkonu. Na začátku práce byla provedena rešerše aktuálního stavu poznání a nejčastějších koncepčních řešení přeplňování zážehových motorů a regulace těchto systémů. Na základě této rešerše byla volba směřována k turbodmychadlům s bypassovým kanálem určeným k regulaci plnicího tlaku a maximálních otáček rotorové skupiny. Dalším bodem zadání bylo vytvořit výpočtový postup, podle kterého je možné přistupovat k určení správného turbodmychadla. Celý výpočtový řetězec vychází z hodnot naměřených během mapování a závěrečného ladění motoru na dynamometru umístěném v motorové cele v prostorách fakulty Automobilního a dopravního inženýrství na VUT v Brně. Problémem vzniklým během sestavování výpočtové studie byla absence záznamu tlaku respektive podtlaku vzduchu v bezprostřední blízkosti vstupu do kompresorové skříně. Aby bylo možné provést korektní výpočty vedoucí ke správnému výsledku, byl tento neměřený parametr určen ze známého tlaku uvnitř restriktoru sání. Pro určení neměřeného parametru byl určen vlastní přístup pomocí zpětného vykreslení naměřených hodnot do známé kompresorové mapy. Tento postup mohl do výsledků vnést nezanedbatelnou chybu, jelikož byl proveden pouze graficky z důvodu nedostupnosti kompresorové mapy v jiném než grafickém provedení. Ostatní parametry nutné pro zvolení plnicího turbodmychadla byly vypočteny na základě dostupných vztahů získaných z doporučené literatury. Některé parametry byly použity z dat naměřených při mapování motoru, například lambda poměr, tedy i množství paliva přiváděné do válců nebo teploty výfukových plynů vstupujících do turbínové skříně. Do výpočtů byl zařazen také výpočet restriktoru, který je hlavním limitujícím prvkem, který má podstatný vliv na maximální dosažitelný výkon motoru. Výsledná volba turbodmychadla byla řešena grafickým porovnáním jednotlivých kompresorových a turbínových map, do kterých byly vykreslovány v dřívější kapitole vypočtené operační body motoru. V této kapitole došlo nejdříve k porovnání více velikostních tříd kompresorových kol. Podle dosažených účinností a velikosti rezervy vůči nestabilní oblasti za mezí pumpování byl zvolen vyhovující průměr kompresorového kola. Z dané velikosti byly poté vybrány dva různé typy kompresoru, které byly zkontrolovány na provoz ve zvýšené nadmořské výšce. S těmito kompresory se v další kapitole provedly simulace v programovém prostředí GT Power. Velikost turbíny byla volena obdobným způsobem jako kompresor. Její velikost byla určena podle doporučení společnosti Honeywell a s uvažováním odpouštění jistého množství výfukových plynů obtokem mimo turbínu. Tato volba byla potvrzena vykreslením vypočtených operačních bodů do turbínových map. Podobně jako kompresor i v případě turbíny bylo zvoleno více typů skříní i turbínových kol. Ideální turbína byla z předchozího zúženého výběru potvrzena prostřednictvím simulace. Pro sestavení výpočtového modelu motoru a turbodmychadla bylo provedeno měření rozměrů hlavy válců, vybraných parametrů přímo na motoru během jeho testování a také tzv. „profuk“ sacích a výfukových ventilů. Hodnoty z měření „profuku“ vedly ke stanovení bezrozměrného průtokového součinitele, který byl spolu s naměřenými rozměry implementován do výpočtového modelu. Všechny tyto činnosti byly provedeny s cílem co možná nejvíce přiblížit simulační model skutečnému motoru. Pro potřeby sestavení modelu a simulací spolupráce motoru a turbodmychadla mi bylo umožněno využít softwaru ve společnosti Honeywell. Výsledky simulací přinesly výsledky nutné pro zjištění přínosů

BRNO 2015

78

ZÁVĚR

jednotlivých konfigurací a pomohly tak k výsledné volbě plnicího turbodmychadla Garrett GTxxxx. Pokud se podíváme na turbodmychadlo, se kterým byl motor Honda mapován, dospějeme k závěru, že na základě výsledků této práce by bylo vhodnější použít o jednu kategorii větší kompresor. Z původního průměru xx mm na xx mm. Tento rozdíl by měl v reálné situaci vést k nárůstu výkonu a zvýšení bezpečnosti v oblasti meze pumpování. Během mapování motoru s původním turbodmychadlem totiž nezřídka docházelo k překročení právě této nestabilní oblasti. Velikost turbíny na základě simulace odpovídá zdvihovému objemu i výkonnostním požadavkům. Je zřejmé, že u konkurenčních společností zabývajících se přeplňováním motorů by mohlo být nalezeno ještě lépe vyhovující turbodmychadlo. Problémem je však, že není možné od výrobců Borg Warner, Holset, Continental či ČZ získat turbínové či kompresorové mapy v číselných hodnotách. Dostupné jsou pouze grafické výstupy, které však bohužel není možné použít pro potřeby simulace. Pokud však zůstaneme u zvoleného turbodmychadla GTxxxx nabízí se ještě pár možností, jak dosavadní výkon a účinnost turbodmychadla zvýšit. Účinnost kompresorové části turbodmychadla by mohla být zvýšena pomocí speciální metody. Ta spočívá v nanesení speciální vrstvy na vnitřní stranu kompresorové skříně v místě, kde se přibližují kontury kompresorového kola skříně. V důsledku této vrstvy by došlo ke zmenšení axiální vůle, zmenšení ventilačních ztrát na obvodu kola a tak nárůstu celkové účinnosti studené části turbodmychadla. Dalším krokem vedoucím ke zvýšení účinnosti turbínové strany může být využití technologie vyhlazení vnitřní části voluty skříně. Jedná se o snížení drsnosti povrchu a tím k nižším ztrátám tření proudu horkých spalin o stěnu skříně. Klasické provedení skříně je totiž jednodílný odlitek. Po jeho vytažení z formy a očištění se již vnitřní plochy voluty nijak neobrábějí. Na základě testování však bylo potvrzeno, že obrobení vnitřních prostor pomocí speciálních abrazivních kuliček, které jsou vháněny do voluty, vede k nárůstu účinnosti turbíny. Je nutné si uvědomit, že turbodmychadlo, které bylo v této práci zvoleno, vychází pouze z teoretických výpočtů a některých mapovaných parametrů. Proto by jeho vhodnost a skutečný přínos musel být ověřen prostřednictvím reálného měření na dynamometru nebo vozidla jako celku na válcové zkušebně stejně tak, jak je tomu v reálné praxi. Až na základě výsledků z jednoho z měření by bylo možné prohlásit volbu za opravdu správnou a mající pozitivní vliv na výkonnostní a momentové charakteristiky motoru. V případě dalších úprav motoru by mohly být otestovány přínosy výkonnějšího mezichladiče plnicího vzduchu, turbodmychadla se zmíněnými úpravami nebo např. turbodmychadla osazeného jiným regulačním členem, než pneumatickým. Stejnosměrný krokový motor řízený řídící jednotkou motoru určený pro ovládání klapky bypassového kanálu by mohl přinést zlepšení v kontrolovatelnosti polohy odpadní klapky, neboť s tímto problémem se vývojáři během nastavování motoru potýkali. Další možností, kterou by bylo zajímavé otestovat, by byla kombinace turbodmychadla bez regulace a externího bypassu umístěného před vstupem do turbínové skříně. V tomto případě by došlo k potlačení nežádoucího víření výfukových plynů uvnitř skříně v důsledku umístěného bypassového kanálu. Také by mohlo být rychleji odpouštěno větší množství výfukových plynů při přechodových režimech motoru, aby nedošlo k přetočení rotorové skupiny turbodmychadla nad kritické otáčky a následně k jeho destrukci. Vzhledem k velkému konkurenčnímu boji mezi jednotlivými výrobci turbodmychadel je jen otázkou času, kdy některý z nich dospěje k vyvinutí spolehlivého a vysoce teplotně odolného mechanismu s variabilním naklápěním lopatek náběžného kola uvnitř turbínové skříně. V posledních letech je automobilový průmysl

BRNO 2015

79

ZÁVĚR

stále pod větším tlakem ve vztahu k emisním limitům a také trendu downsizingu. Proto můžeme na většině nových přeplňovaných vznětových motorů vidět turbodmychadla s variabilními lopatkami na straně turbínového kola. Je však otázkou času, kdy tato velmi technicky náročná koncepce dorazí i do sféry zážehových motorů.

BRNO 2015

80

POUŽITÉ INFORMAČNÍ ZDROJE

POUŽITÉ INFORMAČNÍ ZDROJE [1]

HOFMANN, K. Turbodmychadla a vozidlové turbíny:Přeplňování spalovacích motorů. SNTL – Nakladatelství technické literatury, První vydání, Praha, 1981. ISBN 05-113-81.

[2]

HEISLER, H. Advanced Engine Technology. Arnold, 1st edition, Oxford, 1995, reprint 2002. ISBN 1-56091-734-2.

[3]

KOŽOUŠEK, J. Výpočet a konstrukce spalovacích motorů II. SNTL – Nakladatelství technické literatury, 1. vydání, Praha, 1983, 488 s.

[4]

RAUSCHER, J. Spalovací motory. Brno: Vysoké učení technické v Brně, 2005. Studijní opory VUT v Brně.

[5]

BAINES, N. Fundamentals of Turbocharging. Concepts NREC, 1st edition, Vermont, 2005. ISBN 0-933283-14-8.

[6]

HROMÁDKO, J. Spalovací motory: Komplexní přehled problematiky pro všechny typy technických automobilních škol. Grada, První vydání, Praha, 2011. ISBN 978-80-247-3475-0.

[7]

KLIMENT, V., MIFFEK, K., ZAPLETAL, M. Přeplňování naftových motorů. SNTL – Nakladatelství technické literatury, První vydání, Praha, 1966. ISBN 04-263-66.

[8]

JAN, Z. Automobily 3: Motory. Avid, První vydání, Brno, 2000. Schvalovací doložka MŠMT ČR: Č.j. 16 916/2001.

[9]

KOVAŘÍK, L., FERENCEY, V., SKALSKÝ, R., ČÁSTEK, L. Konstrukce vozidlových spalovacích motorů. Naše vojsko, První vydání, Praha, 1992. ISBN 80-206-131-7.

[10]

MACEK, J. Spalovací motory I. ČVUT, První vydání, Praha, 2007. ISBN 978-80-01-03618-1.

[11]

BARTONÍČEK, L. Přeplňování pístových spalovacích motorů. [online]. 2004. Dostupné z: http://www.kvm.tul.cz/getFile/id:1827

[12]

HORNER, B. Turbocharger overview. Honeywell internal educational program, 2007.

[13]

Audi. The 2.0 l 110 kW engine with petrol direct injection (FSI) [online]. 2001. Dostupné z: http://www.volkspage.net/technik/ssp/ssp/SSP_279.pdf

[14]

Volkswagen. The 1.4TSI Engine with Dual-charging [online]. 2006. Dostupné z: http://www.volkspage.net/technik/ssp/ssp/SSP_359.pdf

[15]

CARLEY, L. Turbochargers [online]. 2014. Dostupné z: http://www.aa1car.com/library/turbo_repair.htm

BRNO 2015

81


[16]

MILLER, J. Introduction to Turbochargers: Your Questions Answered [online]. 2015. Dostupné z: http://www.musclecardiy.com/performance/introduction-turbochargersquestions-answered/

[17]

Ford. Power stroke diesel: Two stage system. [online]. 2012. Dostupné z: http://www.powerstrokediesel.com/images/64l_turbo.jpg

[18]

Motair. Dual boost technology. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.motair.de/fileadmin/media/motair/news/2011/Dual-Boost-_1-von-2_.gif

[19]

ANGSTROM H., AGHAALI, H. Waste Heat Recovery: Turbocompound. [online]. 2013. Dostupné z: https://www.kth.se/en/itm/inst/mmk/forskning/ forskningsenheter/forskning/whr-tcsv-1.282132

[20]

Honeywell. Journal Bearings vs. Ball bearings. [online]. 2015. Dostupné z: http://www.turbobygarrett.com/turbobygarrett/journal_bearings_vs_ball_bearings

[21]

WG system. Technika jazdy. [online]. 2008. Dostupné z: http://www.technikajazdy.info/quiz-motoryzacyjny/co-to-jest-wastegate/

[22]

Honeywell. Ball Bearing Turbo for Premium Diesel Cars. [online]. 2015. Dostupné z: http://turbo.honeywell.com/whats-new-in-turbo/story/honeywell-ball-bearing-turbodebuts-in-premium-diesel-cars/

[23]

VNT mechanismus. Turbo manufactured. [online]. 2012. Dostupné z: http://www.tdturbo.com/4428.html

[24]

Borg. Turbocharger Basics: VNT turbine. [online]. 2012. Dostupné z: http://www.epieng.com/piston_engine_technology/turbocharger_technology.htm

[25]

HKS. Types of Bypass valve. [online]. 2015. Dostupné z: http://www.hkspower.co.jp/en/basic_tuning/06.html

[26]

External WG. Mazda6 club. [online]. 2008. Dostupné z: http://forum.mazda6club.com/mazdaspeed6/218236-pg-exhaust-manifold-w-tial44mm-external-wastegate.html

[27]

Internal WG actuator. Turbosmart IWGHP Internal Wastegate Actuators. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.modbargains.com/turbosmart-iwghp-internal-wastegate-actuator.htm

[28]

Manual Boost Controller Installation. Internal wastegate setup. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.turbosmartusa.com/technical-articles/manual-boostcontroller-installation/

[29]

GORDON, J. Gasoline engine matching. Honeywell internal educational program, 2005.

BRNO 2015

82


[30]

Kistler. Piezoresistive Pressure Transmitter. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.kistler.com/cz/en/?type=669&fid=7908&cHash=cfc8a7b874d4a46c32366f d2f2870a91

[31]

Kistler. Piezoresistive Pressure Transmitter. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.kistler.com/cz/en/?type=669&fid=7877&cHash=0ed1d8e295fe2f2992267 784f8e33dd1

[32]

Mavis. MTC 11-Plášťové termočlánky s připojeným vedením. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.mavis.cz/termoclanek-plastovy-s-pripojenym-vedenim-mtc11

[33]

ELF LMS. ELF LMS (FIA)-50l. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.elfracing.cz/elf-lms-fia-50l

[34]

A/R ratio. Engine Basics: What is Turbine A/R and how does it affect turbo performance?. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.enginebasics.com/Advanced%20Engine%20Tuning/AR%20turbo%20rati o%20explained.html

[35]

Honeywell. Honeywell: Wheel trim. [online]. 2014. Dostupné z: http://www.turbobygarrett.com/turbobygarrett/wheel_trim

[36]

Turbodmychadlo Garrett. Garrett GTxxxx. [online]. 2015. Dostupné z: xxxx

[37]

MIKULČÁK, L. Matematické, fyzikální a chemické tabulky pro střední školy: Hustota suchého vzduchu. [online]. 2002. Dostupné z: http://www.converter.cz/tabulky/hustota-plynu.htm

[38]

PAVELEK, M. Termomechanika: Termodynamika proudění. [online]. 2011. Dostupné z: http://ottp.fme.vutbr.cz/~pavelek/termo/11_Proudeni.pdf

[39]

ŠTĚTINA, J. Podzvukové a nadzvukové proudění. [online]. 2008. Dostupné z: http://ottp.fme.vutbr.cz/vyuka/sat/SeminatAT-09.pdf

[40]

Match-Bot. Borg Warner turbo FFR76S75. [online]. 2015. Dostupné z: http://www.turbos.bwauto.com/aftermarket/matchbot.aspx

BRNO 2015

83

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ

SEZNAM POUŽITÝCH ZKRATEK A SYMBOLŮ [mm2]

průtočná plocha ventilů

[dm3.s-1]

objemový průtok vzduchu

[mm2]

průtočná plocha sacích ventilů

[mm2]

průtočná plocha výfukových ventilů

A/F

[-]

poměr vzduchu a paliva

A/R

[-]

poměr definující geometrii skříně turbodmychadla

BSFC

[ g.kW-1.h-1]

měrná efektivní spotřeba paliva

CF

[-]

bezrozměrný průtokový součinitel

[J.kg-1.K-1]

měrná teplená kapacita vzduchu

[kJ.kg-1.K-1]

měrné teplo výfukových plynů

[mm]

průměr hrdla kanálu

EGR

[-]

recirkulace výfukových plynů (Exhaust Gas Recirculation)

GPF

[-]

filtr pevných částic výfukových plynů (Gasoline Particulates fi.) -1

[J.kg ]

energetický spád přes kompresor

[J.kg-1]

efektivní práce kompresoru

[J.kg-1]

isoentropický spád přes turbínu

Hu

[J.kg-1]

výhřevnost závodního benzínového paliva

i

[-]

počet válců motoru

LMS

[-]

benzínové palivo (Le Man Series)

LST

[-]

turbodmychadlo s dvojím stlačením (Low Speed Turbocharger)

[-]

konstanta pro dvouatomové plyny

[kg.mol-1]

molární hmotnost suchého vzduchu

[N.m]

krouticí moment motoru

[kg.s-1]

hmotnostní tok motorem daný jeho hltností

Me

-1

BRNO 2015

[g.s ]

hmotnostní průtok vzduchu kompresorem

[kg.s-1]

korigovaný hmotnostní průtok vzduchu kompresorem

[kg.s-1]

hmotnostní průtok vzduchu z dat při mapování motoru

[kg.s-1]

korigovaný hmotnostní průtok vzduchu skrze kompresor Borg

[g.s-1]

hmotností průtok paliva

[kg.s-1]

proplachovací hmotnostní tok daný překrytím ventilů

[g.s-1]

maximální hmotnostní průtok vzduchu limitovaný restriktorem

84


[g.s-1] -1

n

skutečný naměřený hmotnostní průtok vzduchu

[g.s ]

hmotnostní průtok spalin výfukovým potrubím motoru

[g.s-1]

teoretický hmotnostní průtok vzduchu

[kg.s-1]

korigovaný hmotnostní průtok spalin skrze turbínu

[kg.s-1]

korigovaný hmotnostní průtok s uvažováním bypassu

[min-1]

otáčky motoru

-1

[min ]

otáčky rotorové skupiny turbodmychadla z mapování motoru

[min-1]

korigované otáčky kompresoru

[m.s-1]

korigované otáčky kompresoru vynesené do mapy

[-]

počet ventilů sání/výfuku

Pe

[kW]

efektivní výkon motoru

pe

[Pa]

střední efektivní tlak působící na píst

[kW]

příkon kompresoru

[kPa]

atmosférický tlak okolního vzduchu

[kW]

výkon turbíny turbodmychadla

[kPa]

referenční tlak pro korekční výpočet

[Pa]

tlak v restriktoru, z naměřených dat

[kPa]

absolutní tlak plnicího vzduchu před před sacími kanály

[kPa]

absolutní tlak plnicího vzduchu před před sacími kanály z dat

[kPa]

absolutní tlak před kompresorem

[kPa]

absolutní tlak vstupující do turbínové skříně

[kPa]

absolutní tlak za kompresorem

[kPa]

absolutní tlak za kompresorem Borg

[kPa]

absolutní tlak ve výfukovém potrubí za turbodmychadlem

[g.s-1]

tlakový spád, kterého bylo dosaženo při měření

[kPa]

tlaková ztráta na mezi chladiči stlačeného vzduchu

[kPa]

tlaková ztráta v restriktoru sání

PWM

[-]

pulsně šířková modulace (pulse Width Modulation)

R

[J.mol-1.K-1] univerzální plynová konstanta vzduchu

P0

REA

[J.kg-1.K-1]

měrná plynová konstanta vzduchu

[-]

aktuátor se stejnosměrným krokovým motorem (Rotary electric actuator)

BRNO 2015

85


SCR

[-]

selektivní katalytická redukce výfukových plynů (Selective Catalytic Reduction)

[K]

teplota vzduchu proudícího restriktorem

[K]

teplota okolního vzduchu

[K]

teplota proudícího vzduchu

[K]

teplota plnicího vzduchu před vstupem do motoru

[K]

teplota vzduchu na straně saní do kompresoru

[K]

teplota výfukových plynů za motorem

T2k

[K]

teplota plnicího vzduchu na výstupu z kompresoru

T2t

[K]

teplota výfukových plynů po průchodu turbínovou skříní

[K]

referenční teplota pro korekční výpočet

[K]

teplota vody proudící skrze mezichladič stlačeného vzduchu

[K]

ochlazení vzduchu v mezichladiči plnicího vzduchu

[K]

teplotní spád přes kompresor

VH

[dm3]

zdvihový objem jednoho válce

VNT

[-]

proměnlivá geometrie lopatek rozváděcího kola turbíny

T0

T1k

(Variable Nozzle Turbine) Vz

WG

BRNO 2015

[dm3]

zdvihový objem motoru

[m.s-1]

rychlost proudění při dosažení kritického tlakového poměru

[-]

bypassový kanál uvnitř turbínové skříně (Waste Gate)

[%]

procentuelní část výfukových plynů přepouštěných bypassem

[J.kg-1.K-1]

univerzální plynová konstanta vzduchu

[-]

exponent isoentropy

[-]

kritický tlakový poměr

[K-1]

koeficient zohledňující teplotu vzduchu

[-]

dopravní účinnost motoru

[-]

celková účinnost motoru

[%]

celková účinnost motoru vyjádřená v procentech

[-]

účinnost mezichladiče plnicího vzduchu

[-]

indikovaná účinnost motoru

[-]

isoentropická účinnost kompresoru

[-]

mechanická účinnost motoru

86


[-]

mechanická účinnost turbíny

[-]

celková účinnost turbíny

[-]

objemová účinnost motoru

[%]

objemová účinnost vyjádřená v procentech

[-]

zdánlivá účinnost turbíny

[-]

izoentropický exponent pro dvouatomový plyn

[-]

směšovací poměr vzduchu vůči palivu

[-]

součinitel přebytku vzduchu

[-]

tlakový poměr na kompresoru

[-]

tlakový poměr na kompresoru Borg

[-]

tlakový poměr odečtený z kompresorové mapy Borg tlakový poměr na turbínovém kole

[-] -3

BRNO 2015

[kg.m ]

kalkulovaná hustota vzduchu v restriktoru

[kg.m-3]

hustota okolního vzduchu

[kg.m-3]

referenční hustota vzduchu

[kg.m-3]

hustota plnicího vzduchu

[kg.m-3]

hustota plnicího vzduchu z naměřených dat

[-]

teoretický směšovací poměr vzduchu a paliva

[-]

taktnost motoru

[-]

součinitel proplachu motoru

87

PŘÍLOHY

PŘÍLOHY P1. Kompresorová mapa turbodmychadla Borg s vynesenými body.

Obr. 75 – Kompresorová mapa Borg s vynesenými operačními body motoru [40]

BRNO 2015

88

PŘÍLOHY

P.2 Grafické průběhy bezrozměrného průtokového součinitele pro sací a výfukové kanály.

Graf 7 – Průběh průtokového součinitele sacích kanálů

Graf 8 - Průběh průtokového součinitele výfukových kanálů

BRNO 2015

89

PŘÍLOHY

P.3 Motorová data naměřená na dynamometru s turbodmychadlem Borg. Tab. 26 – Hodnoty naměřené během mapování motoru na dynamometru

BRNO 2015

90

ZÁŽEHOVÝ PŘEPLŇOVANÝ MOTOR HONDA

Recommend Documents