Двойной турбонаддув: Система двойного турбонаддува Twin Turbo

Twin-scroll требуется корпус турбины с разделенным впуском и выпускной коллектор, который соединяет правильные цилиндры двигателя с каждой спиралью.независимо. Например, в четырехцилиндровом двигателе (с порядком включения 1-3-4-2) цилиндры 1 и 4 могут подавать питание на одну спираль турбонагнетателя, а цилиндры 2 и 3 — на отдельную спираль. Такая компоновка обеспечивает более эффективную подачу энергии выхлопных газов в турбонагнетатель и в результате помогает подавать более плотный и чистый воздух в каждый цилиндр. В выхлопную турбину направляется больше энергии, а значит, больше мощности. Опять же, существует штраф за решение проблемы сложности системы, требующей сложных корпусов турбины, выпускных коллекторов и турбин.

Турбокомпрессор с изменяемой геометрией (VGT)

Обычно VGT включают в себя кольцо из лопаток аэродинамической формы в корпусе турбины на входе в турбину. В турбинах для легковых автомобилей и легких коммерческих автомобилей эти лопатки вращаются для изменения угла закрутки газа и площади поперечного сечения. Эти внутренние лопатки изменяют отношение площади турбины к радиусу (A / R) в соответствии с оборотами двигателя и, таким образом, обеспечивают максимальную производительность. На низких оборотах низкое соотношение A / R позволяет турбонагнетателю быстро раскручиваться за счет увеличения скорости выхлопных газов и.На более высоких оборотах соотношение A / R увеличивается, тем самым увеличивая поток воздуха. Это приводит к низкому порогу наддува, уменьшающему турбо-задержку, и обеспечивает широкий и плавный диапазон крутящего момента.

В то время как VGT чаще используются в дизельных двигателях, где выхлопные газы имеют более низкую температуру, до настоящего времени VGT были ограничены в применениях в бензиновых двигателях из-за их стоимости и необходимости изготовления компонентов из экзотических материалов. Высокая температура выхлопных газов означает, что лопатки должны быть изготовлены из экзотических жаропрочных материалов, чтобы предотвратить повреждение.Это ограничило их применение в роскошных высокопроизводительных двигателях.

Турбокомпрессор с регулируемой двойной спиралью (VTS)

Как следует из названия, турбокомпрессор VTS сочетает в себе преимущества турбонаддува с двойной спиралью и турбонаддува с изменяемой геометрией. Это достигается за счет использования клапана, который может перенаправить поток отработанного воздуха только на одну спираль, или путем изменения степени открытия клапана, что позволяет выхлопным газам разделяться на обе спирали. Конструкция турбокомпрессора VTS представляет собой более дешевую и надежную альтернативу турбинам VGT, что означает, что он является жизнеспособным вариантом для бензиновых двигателей.

Электротурбокомпрессоры

Электрический турбонагнетатель используется для устранения турбонаддува и помощи обычному турбонагнетателю на более низких оборотах двигателя, где обычный турбонагнетатель не является наиболее эффективным.Это достигается за счет добавления электродвигателя, который раскручивает компрессор турбокомпрессора от пуска и при более низких оборотах до тех пор, пока мощность выхлопного объема не станет достаточно высокой для работы турбонагнетателя. Такой подход делает турбо-задержку в прошлом и значительно увеличивает диапазон оборотов, в котором турбо-режим будет эффективно работать. Все идет нормально. Кажется, что электронные турбины являются ответом на все отрицательные характеристики обычных турбокомпрессоров, однако есть некоторые недостатки.Большинство из них связано с затратами и сложностью, поскольку электродвигатель должен быть приспособлен и запитан, а также охлажден, чтобы предотвратить проблемы с надежностью.

Как работает турбокомпрессор | Cummins

Существенная разница между дизельным двигателем с турбонаддувом и традиционным бензиновым двигателем без наддува состоит в том, что воздух, поступающий в дизельный двигатель, сжимается перед впрыском топлива . Именно здесь турбокомпрессор имеет решающее значение для выходной мощности и эффективности дизельного двигателя.

Работа турбокомпрессора заключается в сжатии большего количества воздуха, поступающего в цилиндр двигателя. Когда воздух сжимается, молекулы кислорода собираются ближе друг к другу. Это увеличение количества воздуха означает, что для безнаддувного двигателя такого же размера можно добавить больше топлива. Это приводит к увеличению механической мощности и повышению общей эффективности процесса сгорания. Следовательно, размер двигателя может быть уменьшен для двигателя с турбонаддувом, что приведет к лучшей компоновке, преимуществам экономии веса и общей улучшенной экономии топлива.

Как работает турбокомпрессор?

Турбокомпрессор состоит из двух основных частей: турбины и компрессора. Турбина состоит из турбинного колеса (1) и корпуса турбины (2) . Корпус турбины направляет выхлопной газ (3) в рабочее колесо турбины. Энергия выхлопного газа вращает турбинное колесо, и затем газ выходит из корпуса турбины через зону выхода выхлопа (4) .

Компрессор также состоит из двух частей: крыльчатки компрессора (5) и корпуса компрессора (6) .Принцип действия компрессора противоположен турбине. Колесо компрессора прикреплено к турбине валом из кованой стали (7) , и когда турбина вращает колесо компрессора, высокоскоростное вращение втягивает воздух и сжимает его. Затем корпус компрессора преобразует высокоскоростной воздушный поток низкого давления в воздушный поток высокого давления и низкого давления посредством процесса, называемого диффузией. Сжатый воздух (8) проталкивается в двигатель, позволяя двигателю сжигать больше топлива для выработки большей мощности.

1. Колесо турбины
2. Корпус турбины
3. Выхлопные газы
4. Выходное отверстие для выхлопных газов
5. Колесо компрессора
6. Корпус компрессора
7. Вал стальной кованый
8. Сжатый воздух

Узнайте, как работает Turbo

против нагнетателей: что лучше?

Слова «с турбонаддувом» и «с наддувом» теперь вошли в американский лексикон.Их часто произносят все, от политиков до тележурналистов и некоторых комиков в машинах за чашкой кофе. И хотя оба термина обычно понимаются как означающие, что чему-то придается дополнительная жизнеспособность, делается более мощным или высокоэмоциональным, ускоряется или усиливается, большинство людей не понимают технологий, которые на самом деле придают этим словам их значение. Что такое турбокомпрессоры и нагнетатели — и какой из них лучше?

Для большей мощности требуется больше воздуха

Количество энергии, которое может произвести двигатель внутреннего сгорания, зависит в первую очередь от того, сколько топлива он может сжечь и насколько быстро и эффективно он преобразует это тепло в механическую силу.Но для сгорания топлива требуется воздух (на самом деле кислород, содержащийся в воздухе), поэтому максимальная мощность двигателя во многом зависит от того, сколько воздуха он может потреблять, чтобы сжечь это топливо.

Отсюда и концепция принудительной подачи в двигатель большего количества воздуха, чем он обычно принимает, чтобы он мог сжигать больше топлива и производить больше мощности. Этот дополнительный всасываемый воздух может подаваться либо турбонагнетателем, либо нагнетателем. Оба являются воздушными компрессорами, но работают и работают по-разному.

Две технологии с одной целью

Турбокомпрессор использует скорость и тепловую энергию обжигающе горячих (и расширяющихся) выхлопных газов, выходящих из цилиндров двигателя, для вращения турбины, которая приводит в движение небольшой компрессор или рабочее колесо, которое, в свою очередь, заправляет больше воздуха обратно в двигатель.Нагнетатель также нагнетает дополнительный воздух в двигатель, но вместо этого приводится в действие двигателем механически через ремень, идущий от коленчатого вала, или от электродвигателя.

Getty Images

Плюсы и минусы

Каждая из этих технологий повышения мощности имеет свои преимущества и недостатки, но наиболее очевидным отличием от за рулем является небольшая задержка реакции правой ноги в автомобиле с турбонаддувом, особенно когда вы нажимаете глубоко на дроссельную заслонку. .Это связано с тем, что турбокомпрессору требуется момент, чтобы «раскрутиться», прежде чем выдать импульс дополнительной мощности — требуется секунда, чтобы тепло и давление выхлопных газов увеличились настолько, чтобы вращать турбонагнетатель после того, как вы нажмете на педаль газа. По понятным причинам это называется «задержка разгона» или «задержка турбонаддува».

Chris Doane Automotive

Напротив, у нагнетателя нет задержки; Поскольку его воздушный насос напрямую связан с коленчатым валом двигателя, он всегда вращается и мгновенно реагирует.Прирост мощности, который он обеспечивает, и, следовательно, реакция двигателя, которую вы чувствуете через сиденье штанов, немедленно увеличивается прямо пропорционально тому, насколько сильно вы нажимаете на педаль акселератора.

В то время как основной недостаток турбонагнетателя — задержка наддува, нагнетатель — эффективность. Поскольку нагнетатель использует собственную мощность двигателя, чтобы вращаться, он откачивает мощность — все больше и больше по мере увеличения оборотов двигателя. По этой причине двигатели с наддувом обычно менее экономичны. Тем не менее, для развития мега-мощности с мгновенным откликом дроссельной заслонки «толкнуть вас в спину» правила наддува.Он используется на нескольких мощных машинах, таких как Chevrolet Corvette Z06 мощностью 650 л.с. и ZR1 на 755 лошадиных сил, а также на SRT Challenger Hellcats and Demons мощностью 700 л.с.

И победитель

Автопроизводители решили: турбокомпрессор выигрывает с большим отрывом. Дело не столько в мощности, сколько в топливной эффективности. Федеральные требования к постоянно улучшающейся экономии топлива, строгие стандарты выбросов парниковых газов и желание клиентов экономить топливо побуждают автопроизводителей использовать турбины, а не нагнетатели.

Турбокомпрессор позволил автопроизводителям заменить множество двигателей V-6 более эффективными рядными четырехцилиндровыми двигателями с турбонаддувом, которые обеспечивают, по крайней мере, эквивалентную мощность и часто более высокий крутящий момент, в то время как шестицилиндровые двигатели с турбонаддувом заменили многие двигатели V-8 с более высокими характеристиками. спортивные и роскошные автомобили. Глобальная информационная компания IHS Markit насчитывает около 220 моделей 2018 года, предлагающих по крайней мере один двигатель с турбонаддувом, по сравнению с 30, доступными с двигателем с наддувом.

Крис Амос

Один производитель, шведский производитель Volvo, решил не выбирать между двумя технологиями. В настоящее время на некоторых из его 2,0-литровых рядных четырехцилиндровых двигателя используются оба типа ускорителей мощности — небольшой обычный (с приводом от двигателя) нагнетатель для низких частот и турбокомпрессор для более высоких оборотов.

Электрический наддув: в городе появились новые технологии

Недавно на рынок вышла третья альтернатива для повышения мощности: электрический наддув.Производительные модели Mercedes-AMG CLS53 и E53 2019 года предлагают новый 3,0-литровый рядный шестицилиндровый двигатель с турбонаддувом мощностью 429 л.с., оснащенный нагнетателем с электрическим приводом, который дополняет турбонаддув на высоких оборотах. Электродвигатель вращает компрессор, чтобы обеспечить всплеск крутящего момента на низких оборотах, который заполняет разрыв в мощности, который обычно ощущается как турбо-задержка.

Мерседес-АМГ

BorgWarner, производитель агрегата, говорит, что электрический нагнетатель «обеспечивает наддув по требованию до тех пор, пока турбокомпрессор не вступит во владение, улучшая наддув на низких оборотах двигателя и почти устраняя турбо-задержку». Мы много ездили на этом двигателе и можем подтвердить, что он работает так, как рекламируется. Скоро он будет доступен для двигателей как минимум двух других автопроизводителей.

Этот контент импортирован из {embed-name}. Вы можете найти тот же контент в другом формате или найти дополнительную информацию на их веб-сайте.

Между тем, у нас есть явный победитель в этой многолетней битве между технологиями повышения мощности — по крайней мере, по мнению производителей автомобилей, которые выбрали турбонаддув почти для всех своих современных двигателей с усилением. Но на самом деле этот поединок по армрестлингу продолжается. Есть основания полагать, что в будущем двигателей внутреннего сгорания обе технологии будут работать бок о бок.

Этот контент создается и поддерживается третьей стороной и импортируется на эту страницу, чтобы помочь пользователям указать свои адреса электронной почты.Вы можете найти больше информации об этом и подобном контенте на сайте piano.io.

границ | Оценка модели турбины с двойным входом в сочетании с одномерной откалиброванной моделью двигателя на кривых полной нагрузки двигателя

Введение

В связи с растущим интересом к глобальным экологическим проблемам производители автомобилей сталкиваются с растущими проблемами по сокращению газообразных выбросов двигатели внутреннего сгорания (Haq, Weiss, 2016).Более того, чтобы ежегодно соответствовать строгим требованиям законодательства о выбросах (Wang et al., 2017). Удовлетворение этих ужесточающихся правил с наименьшими затратами — важнейшая задача для автопроизводителей в настоящее время. Несмотря на быстрый рост продаж электромобилей в последние годы, следует отметить, что аккумуляторные электромобили (BEV) имеют огромные следы CO ₂ при анализе от колыбели до могилы (Romare and Dahllöf, 2017). Кроме того, рассмотрение и нацеливание на более широкое использование трансмиссии с электроприводом в будущем по-прежнему требует развития соответствующей сети и инфраструктуры зарядки.Он также нуждается в существенном улучшении плотности энергии батареи для использования дальнобойных приводов. Эти элементы имеют решающее значение для эффективного проникновения электромобилей на рынок, включая повышение рентабельности, а также повышение технологий. Были составлены дорожные карты для прогнозирования потенциальных тенденций в области автомобильных технологий к 2050 году (Heywood et al., 2015; Kalghatgi, 2018). Было предсказано, что мобильность будущего будет характеризовать сочетание различных решений. Подключаемый гибридный силовой агрегат и двигатели с турбонаддувом малой мощности будут играть значительную роль в потреблении легковых автомобилей в ближайшие десятилетия (Kalghatgi, 2018).Чтобы конкурировать с электрической трансмиссией, автомобильные инженеры разрабатывают новые двигатели внутреннего сгорания, которые не наносят вреда окружающей среде. В то же время, сохраняя рабочие характеристики автомобиля, а также имея достаточно привлекательный расход топлива, чтобы удовлетворить требования заказчика. В последние годы автопроизводители проявляют большой интерес к использованию турбин с двойным входом, особенно для четырехцилиндровых бензиновых двигателей с турбонаддувом с широким периодом перекрытия клапанов на их диаграммах синхронизации или шестицилиндровых двигателей с воспламенением от сжатия (Zhu and Zheng, 2017). .Их преимущества заключаются в использовании энергии импульса, исходящей от выхлопа двигателя, и в минимизации помех между цилиндрами во время процесса выхлопа (насосные потери двигателя).

Уже проведено множество исследований, посвященных характеристикам двухтактных турбин в сочетании с двигателями внутреннего сгорания. Walkingshaw et al. (2015) сравнили турбину с двумя входами и двумя улитками с турбиной с одним входом, уделяя особое внимание характеристикам турбины двигателя. По результатам был сделан вывод, что турбины как с двумя входами, так и с двумя улитками обеспечивают заметные улучшения в условиях частичной нагрузки двигателя.Параметры нестационарной работы турбины с двумя входами в реальных условиях двигателя были экспериментально и численно изучены многими исследователями (Rajoo et al., 2012; Serrano et al., 2019a). Чжу и Чжэн (2017) сравнили характеристики двигателя с симметричными и асимметричными турбинами с двумя входами и пришли к выводу, что асимметричная турбина оказывает более значительное влияние на экономию топлива и выбросы двигателя.

В настоящее время производители автомобилей фокусируются на широком диапазоне условий эксплуатации двигателей, которые отличаются от обычных условий работы при полной нагрузке.Для достижения оптимального согласования между турбокомпрессором и двигателями внутреннего сгорания производители автомобилей полагаются на инструменты одномерного моделирования цикла двигателя для прогнозирования и изучения влияния различных параметров на характеристики двигателя. Коды одномерного моделирования позволяют рассчитывать поведение газодинамического двигателя с небольшими вычислительными затратами. Кроме того, этот метод также демонстрирует важный подход к моделированию нестабильной работы турбины (Серрано и др., 2008; Динг и др., 2017). Wei et al. (2020) изучали влияние конфигурации турбины с двумя входами на характеристики двигателя с помощью одномерной модели турбины с двумя входами, связанной с одномерной моделью двигателя. На основании исследования был сделан вывод, что проглатывающая способность турбины с двумя входами резко меняется в зависимости от условий двигателя, что является аналогичной функцией турбины с изменяемой геометрией. Costall et al. (2010) разработали модель двухтактных турбин и решили ее с помощью кода газовой динамики. Анализируются характеристики импульсного потока турбины с двумя входами в условиях неравного и полного впуска, и предлагается, что для состояний потока с полным впуском турбина с двумя входами может быть смоделирована как упрощенная модель с одним входом, тогда как для неравных потоков — более сложная. модель нужна.

Обычно карты установившегося потока турбины с двойным входом доступны только в условиях полного впуска (когда поток одинаков в обоих входах турбины), и их недостаточно для целей моделирования двигателя. Фактически, импульсы выхлопных газов, поступающие на каждый вход турбины, будут синхронизированы, так что они не совпадают по фазе с другими; в результате турбины с двойным входом проводят мало времени на полном впуске и большую часть времени имеют неравные потоки на входе. Следовательно, карты турбин должны также охватывать необходимые условия потока, такие как неравные и частичные допуски между их записями.В основном модели турбин основаны на картах установившегося потока с информацией о массовом расходе и изоэнтропической эффективности. Они решают систему уравнений, предполагая квазистационарное поведение. При частичных нагрузках двигателя и переходных режимах турбина турбонагнетателя работает в нестандартных условиях (Dale and Watson, 1986). Следовательно, такое поведение не может быть уловлено стандартной картой турбины, предоставляемой производителями. Следовательно, модели турбин должны быть способны имитировать реальные условия двигателя, так что прогнозирование массового расхода выхлопных газов и падения давления в турбине и передачи энергии компрессору имеют важное значение.В этом отношении инструменты экстраполяции карты турбины необходимы при использовании инструментов одномерного моделирования для прогнозирования поведения системы за пределами рабочих условий проекта турбины (Martin et al., 2009). В литературе есть хорошие примеры того, как моделировать турбины с односторонним входом и радиальным притоком в двигателях с турбонаддувом и с помощью одномерных газодинамических кодов. Но соответствующие процедуры моделирования турбины с двумя входами и двумя улитками недостаточно предсказуемы для расчета всего процесса газообмена двигателей внутреннего сгорания с учетом нестационарного потока, всей карты двигателя (нагрузки и скорости), а также переходных процессов нагрузки и скорости двигателя.В основном это происходит из-за неравных условий впуска потока, которые создают дополнительную степень свободы в отношении хорошо известных лопастных или безлопаточных турбин с одним входом.

В этой статье модель турбокомпрессора CMT с двойным входом (CMT-DETCM), разработанная в предыдущей работе (Serrano et al., 2020b), была оценена с использованием всей одномерной откалиброванной модели двигателя при полной нагрузке. кривые. Систематизация характеристик карт турбин с двумя улитками и двумя улитками дала возможность моделировать любую турбину с двойным входом, как если бы она образована из двух VGT, и, кроме того, дала возможность экстраполировать карты массового расхода и эффективности турбины с уменьшенным расходом на выкл. -условия проектирования.Модель является прогнозируемой в условиях частичного или неравного впуска с использованием в качестве входных данных: отношения массового расхода и общего температурного отношения между ветвями; коэффициент расширения и соотношение скорости лезвия в каждой ветви. Эти шесть входных данных обычно мгновенно передаются одномерными газодинамическими кодами. Таким образом, новизна модели заключается в ее способности квазистационарно использоваться для любого прогнозирования производительности турбины с двойным входом. Это может быть достигнуто мгновенно, поскольку турбины рассчитываются в условиях пульсирующего и неравномерного потока в двигателях с турбонаддувом.Теоретическая разработка модели турбины с двойным входом, используемой в этой работе, была кратко объяснена в Приложении.

Объясненная модель была интегрирована в собственный инструмент одномерного газодинамического моделирования под названием VEMOD (Martin et al., 2018). Полная адаптация модели турбины с двойным входом для использования в квазистационарном режиме подробно описана в (Serrano et al., 2019b). Модель турбины с двойным входом учитывает импульсы давления и отражения во время полного моделирования двигателя.Они решаются с помощью классических управляющих уравнений Эйлера с использованием подхода конечных объемов и вычисляются с использованием схемы Годунова (Serrano et al., 2019b; Soler Blanco, 2020). На рисунке 1 показана расчетная область модели турбины с двойным входом. Расход на станциях C, D и E определяется с использованием методики, описанной в (Serrano et al., 2008), для разделения степени расширения в турбине между соплами статора и ротора (станции C и E, соответственно). Кроме того, в качестве источника энергии учитываются эффекты теплопередачи за счет изменения температуры потока, когда он проходит между станциями C и E.Член дополнительного стока энергии вводится в объеме D, равном выходной мощности турбины на каждом временном шаге. Экстраполированные карты турбины с помощью моделей, описанных в (Serrano et al., 2020b), использовались для расчета сопел статора (C) и ротора (E) с использованием методов, описанных в (Serrano et al., 2008), а эффективность квазистабильно получается, как показано в (Serrano et al., 2020b). Газодинамические эффекты на стороне компрессора моделируются с использованием двух объемов и соединительной трубки, как описано в (Galindo et al., 2019). Кроме того, во время моделирования также учитывается несколько различных подмоделей для оценки механических потерь (Serrano et al., 2013) и эффектов теплопередачи (Payri et al., 2014; Serrano et al., 2015b) в турбонагнетателях. Вся информация о модели была перенесена в программное обеспечение GT-Power путем создания ссылки на внешнюю библиотеку. Используя эту ссылку на библиотеку, модель CMT-DETCM может быть смоделирована в программном обеспечении GT-Power как газовая стойка или просто соединена с моделью двигателя.

РИСУНОК 1 .Расчетная область модели турбины с двойным входом.

Модель CMT-DETCM была предварительно валидирована с данными, полученными с газового стенда. Данные были получены с помощью более точных приборов, установив несколько термопар на входе и выходе турбины для измерения температуры. Подробнее об этой работе можно прочитать в (Самала, 2020). Стоит отметить, что используемые в данной работе модели внутреннего и внешнего теплообмена ранее были разработаны и откалиброваны для одинарного турбонагнетателя / VGT.Однако процесс теплообмена в турбинах с двойным входом будет отличаться из-за дисбаланса потоков и разных уровней температур, поступающих от цилиндров двигателя к входным отверстиям турбины. Кроме того, один из входов будет закрыт для корпуса вала, а другой будет открыт в основном для окружающей среды; соответственно, передача тепла от каждого входа будет отличаться от других элементов турбонагнетателя. Однако в этой работе эффекты теплопередачи в турбинах с двойным входом не были основной целью.Таким образом, первое приближение теплопередачи в турбокомпрессоре с двойным входом рассчитывалось аналогично тепловой модели турбокомпрессора с одним входом на основе электрической аналогии, описанной в (Самала, 2020).

Этот документ разделен на три части. Сначала будут обсуждены экспериментальные работы, проведенные с двухконтурной турбиной смешанного типа (Т # 1ДВМ) с бензиновым двигателем на испытательном стенде. Затем будет объяснена процедура калибровки одномерной модели двигателя.Наконец, было выполнено моделирование двигателя с предложенной моделью турбонагнетателя CMT-DETCM, чтобы увидеть прогноз модели с условиями двигателя.

Экспериментальная кампания по двигателям

Испытательный стенд, используемый для проверки модели CMT-DETCM, представляет собой стандартный испытательный стенд, разработанный CMT-Motores Térmicos для исследования двигателей внутреннего сгорания мощностью до 200 кВт. Средство позволяет контролировать и оценивать работу двигателя в установившихся и переходных режимах. На рис. 2 представлена ​​схема стенда для испытания двигателей и сенсорной аппаратуры.

РИСУНОК 2 . Схема испытательной камеры двигателя и сенсорной аппаратуры.

Двигатель соединен с асинхронным динамометром (APA). Он крепится к испытательному стенду с помощью металлических балок, соединенных винтом или сваркой. Конструкция станины спроектирована таким образом, что она предотвращает продольное перемещение двигателя и облегчает выравнивание с динамометром. Скорость двигателя и скорость нагрузки контролируются автоматической системой ускорения, называемой дроссельной заслонкой, и динамометром.Они вводятся в систему управления и сбора данных под названием PUMA. Динамометр обеспечивает необходимый крутящий момент сопротивления для испытания двигателя при различных нагрузках. Тепло, выделяемое двигателем, контролировалось с помощью систем водяного охлаждения. Системы теплообмена контролируют тепловое состояние различных жидкостей, таких как водяное охлаждение, воздухозаборник, топливо и масло. Массовый расход охлаждающей жидкости регулируется электрическим клапаном, управляемым ПИД-регулятором.

На объекте смонтирован двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием и двухконтурной турбиной смешанного типа (Т № 1ДВМ).Это четырехцилиндровый двигатель рабочим объемом 1,3 л с системой изменения фаз газораспределения (VVT), системой непосредственного впрыска и калибровкой Euro 6. Некоторые из основных технических характеристик этого двигателя представлены в таблице 1. Испытательный стенд автоматически управляется системой управления PUMA V5. Это позволяет получить набор переменных, которые характеризуют поведение различных систем двигателя. Данные, полученные датчиками через эту систему, находятся в пределах частоты 10–20 Гц.Для регистрации мгновенных измерений на впускном коллекторе и в цилиндрах использовались датчики Kistler типа 4045A и AVL ZI33. Датчик AVL ZI33 представляет собой свечу зажигания со встроенным датчиком давления. На испытательном стенде двигателя установка мгновенного давления в выпускном коллекторе является более строгой из-за конструкции и положения, при котором турбина с двумя улитками совмещена с двигателем. Кроме того, на турбине не было датчиков давления. Поэтому был установлен тихоходный пьезорезистивный датчик давления Kistler типа 4262A.Для измерения температуры используются термопары типа К или терморезисторы Pt100.

ТАБЛИЦА 1 . Основные характеристики двигателя.

Стоит отметить, что на выпускном коллекторе два датчика давления и два датчика температуры были установлены вместо одного, как показано на рисунке 3, из-за обоих ответвлений. Два датчика регистрируют давление и температуру, поступающие из цилиндров 2 и 3, которые подключены к длинной спиральной ветви, как показано на рисунке 4. Два других датчика предназначены для цилиндров 1 и 4, которые подключены к короткой спиральной ветви, как показано на рис. показано на рисунке 4.Таким образом, можно измерить переменные в обеих ветвях и помочь в проверке модели. Расход топлива измеряется с помощью системы топливного баланса AVL (AVL733S). Крутящий момент двигателя измеряется с помощью датчика нагрузки, соединенного с динамометром. Угол поворота коленчатого вала и частота вращения двигателя измеряются оптическим угловым энкодером и датчиком Kistler 2613B. Наконец, электронный блок управления (ЭБУ) вычисляет некоторые переменные в зависимости от условий работы двигателя. Эти переменные измеряются специальным управляющим программным обеспечением INCA V5.

РИСУНОК 3 . КИПиА датчика давления и температуры на выхлопной трубе двигателя.

РИСУНОК 4 . Соединение турбины с двойной спиралью и цилиндрами двигателя.

Методология испытаний и результаты

Турбокомпрессор T # 1DVM представляет собой турбину с перепускным клапаном и имеет специальный клапан, называемый спиральным соединительным клапаном (SCV), для передачи потоков между ответвлениями. И вестгейт, и SCV управляются клапаном цилиндрического типа, который соединен с шаговым двигателем.Когда цилиндрический клапан вращается, он выполняет четыре различные функции:

• Отводной клапан можно полностью открыть, не открывая SCV

• Оба клапана сброса давления закрыты

• SCV можно открыть с закрытым клапаном сброса давления

• И клапан сброса давления, и клапан сброса давления открыты

Функция цилиндрического клапана показана на рисунке 5. Положение этого клапана контролировалось извне с помощью системы PXI ^TM от National Instruments. С помощью турбокомпрессора T # 1DVM были измерены девять установившихся точек полной нагрузки двигателя на разных скоростях.Каждая точка полной нагрузки была протестирована дважды, при полностью закрытом СКК (функция на рис. 5A) и при полностью открытом СКК (функция на рис. 5С). Целью обоих испытаний было достижение максимальной производительности двигателя для каждой точки полной нагрузки. Во время испытаний опережение искры было оптимизировано, чтобы контролировать детонацию. Это осуществляется с помощью программного обеспечения для обнаружения детонации и диагностики сгорания, разработанного CMT-Motores Térmicos на основе анализа давления в цилиндре, как описано Pla et al.(2020). ЭБУ регулирует соотношение воздух-топливо (AFR) на основе оценки температуры на входе в турбину, чтобы защитить турбину от перегрева. Пределы работы двигателя и турбокомпрессора, указанные производителями, находились под контролем.

РИСУНОК 5 . Зоны потока Wastegate и SCV с цилиндрическим отверстием клапана.

На рис. 6 показаны результаты испытаний двигателя при полной нагрузке для обеих конфигураций (т. Е. При закрытом и открытом СКК) и нанесены на график в зависимости от частоты вращения двигателя.Из рисунка 6 можно сделать следующие выводы:

• Сравнивая крутящий момент двигателя в обеих конфигурациях (т. Е. При закрытом и открытом СКК), можно увидеть разные ситуации в зависимости от частоты вращения двигателя. Первоначально (при 1250 об / мин) некоторые преимущества могут быть достигнуты при работе в закрытом состоянии СКК. При 1500 об / мин производительность в обеих конфигурациях эквивалентна. С этого момента закрытая конфигурация СКК всегда вредна по сравнению с открытой, особенно когда частота вращения двигателя превышает 3000 об / мин.

• Преимущество, наблюдаемое для СКК, закрытого при 1250 об / мин, связано с более высоким давлением наддува в этих условиях (около 0,4 бар). В открытом корпусе SCV перепускной клапан полностью закрыт, и работа турбины ограничивает давление наддува, обеспечиваемое компрессором. Вместо этого в закрытом СКК разделение импульсов выхлопных газов, поступающих в турбину от каждого цилиндра, позволяет подавать больше мощности на компрессор, достигая конечного давления наддува, которое ограничивается самой картой компрессора, поэтому перепускной клапан слегка приоткрытый, чтобы избежать скачков напряжения.

• При промежуточных скоростях (1500–4000 об / мин) на конфигурацию открытия СКК влияет ограничение температуры на выходе компрессора, установленное на 170 ° C. Это означает, что была достигнута максимально допустимая степень сжатия в компрессоре. Вместо этого давление наддува для закрытой конфигурации СКК не достигло того же уровня давления наддува после 2000 об / мин, поскольку давление на входе турбины увеличивалось более круто и приводило к более низкому потенциалу крутящего момента.

• В тесте закрытой конфигурации СКК давление на входе турбины в обоих улитках неодинаково.Это означает, что проходное сечение перепускного клапана каждого ответвления (рис. 5) отличается, когда клапан SCV закрыт. Но когда СКК открыт, уровни давления в обеих улитках одинаковы, поскольку площадь проходного сечения перепускного клапана одинакова для обоих ответвлений (рис. 5). Кроме того, существует сообщение потоков между ветвями. Следует отметить, что давление на входе в турбину LV и SV, измеренное в обеих тестовых конфигурациях, является средним значением двух импульсов. Кроме того, температура на входе в турбину, измеренная в каждой ветви, зависит от энергии 2 цилиндров вместо 4.

• Измеренная температура в короткой улитке намного ниже, чем в длинной улитке. В целом разница температур между ветвями не могла быть намного больше, как показали эксперименты. Проблема измерения низкой температуры в короткой спиральной камере может быть связана с положением датчика термопары в цилиндре 4 (Рисунок 3).

РИСУНОК 6 . Результаты испытаний газотурбинного двигателя смешанного потока с двойной спиральной камерой в установившихся условиях полной нагрузки. (A) Момент тормоза двигателя; (B) частота вращения турбокомпрессора; (C) давление на впуске коллектора; (D) температура на впуске коллектора; (E) давление на входе турбины в длинной спиральной камере; (F) давление на входе турбины в короткой спиральной камере; (G) температура на входе в турбину в длинной спиральной камере; (H) Температура на входе в турбину в короткой спиральной камере.

Калибровка модели двигателя

Чтобы оценить любую модель турбокомпрессора с помощью одномерной модели двигателя в GT-power, во-первых, необходимо заранее скорректировать неопределенности моделирования двигателя. Ошибка в крутящем моменте двигателя во время моделирования мощности ГТ может быть из-за различных неправильно смоделированных источников, таких как сгорание, теплопередача в цилиндрах во время фазы сгорания и прогноз механических потерь двигателя и противодавления. Кроме того, погрешность в массовом расходе воздуха в двигателе может быть вызвана погрешностями в объемном КПД.Кроме того, если модель двигателя откалибрована с данным турбонагнетателем, также могут появиться ошибки в картах турбонагнетателя и повлиять на результат калибровки. Учитывая все эти факторы, одномерная модель двигателя была откалибрована заранее с физическими параметрами, как описано Серрано и др. (2020a) с использованием турбонагнетателя VGT, который был протестирован с тем же двигателем на кривых полной нагрузки. Подробности процедуры калибровки следующие:

• Во время виртуальной калибровки двигателя основные параметры, такие как соотношение воздух-топливо, время открытия впускных и выпускных клапанов двигателя и условия испытательной камеры, были наложены на экспериментальные. .

• Условия давления на входе компрессора (p1) и температуры (T1) достигаются за счет воздействия окружающей среды и регулирования падения давления в воздушном фильтре с помощью множителя трения.

• Турбокомпрессор развязан для разделения мощности компрессора и турбины, и они подключены к отдельным валам. Это позволяет одновременно контролировать условия впуска и выпуска цилиндров. С одной стороны, давление во впускном коллекторе (p′2) регулируется путем регулирования скорости компрессора с помощью ПИД-регулятора.С другой стороны, вал турбины фиксируется путем введения экспериментального значения скорости турбокомпрессора, а давление на входе турбины (p3) регулируется положением рейки. Таким образом, можно избежать влияния неопределенностей турбонагнетателя на реакцию двигателя во время установки.

• Для достижения температуры впускного коллектора (T′2), аналогичной экспериментальной, в трубопровод системы водяного охлаждения наддувочного воздуха (WCAC) введены множители теплоотдачи.

• Что касается анализа горения, реализована функция Wiebe.Основными переменными, необходимыми для использования этой функции, являются фаза горения при 50% угла поворота коленчатого вала (CA50) и продолжительность горения, которая оценивается как разница между CA90 и CA10. Значения этих переменных получены с использованием шаблона анализа трех давлений (TPA) GT-Power.

• Общий множитель теплопередачи цилиндра используется для определения объемного КПД двигателя. При этом важно, чтобы граничные условия на впуске и выпуске были равны экспериментальным.Как объяснено, это достигается методом отсоединения турбокомпрессора.

• После того, как массовый расход воздуха в двигателе и процесс сгорания установлены, были использованы множители теплопередачи выхлопного коллектора для соответствия температуре выхлопных газов (T3).

• Что касается температуры на выходе турбины (T4) и противодавления турбины (p4), они регулируются с помощью множителей теплопередачи в трубе диффузора турбины (труба, которая представляет собой эквивалентную поверхность спиральной камеры турбины) и путем изменения коэффициента нагнетания. на выходе из системы доочистки соответственно.

• Что касается крутящего момента, среднее эффективное давление трения было рассчитано путем разницы между указанным средним эффективным давлением (которое является результатом анализа процесса сгорания) и средним эффективным давлением тормоза (измеренным экспериментально). Эти значения используются для калибровки модели трения двигателя.

Таким образом, каждый множитель теплопередачи и значения коэффициента расхода коррелировали с зависимой переменной, такой как массовый расход воздуха и частота вращения двигателя.Полученные корреляции поддерживались постоянными и подтверждались путем моделирования кривых полной нагрузки, полученных другими турбокомпрессорами VGT / WG, которые были испытаны с тем же бензиновым двигателем объемом 1,3 л (Serrano et al., 2020a). Та же подогнанная модель двигателя используется для моделирования рабочих точек при полной нагрузке, полученных для турбины смешанного потока с двумя улитками.

Моделирование открытия соединительного клапана прокрутки

В этом разделе SCV открыл методологию одномерного моделирования двигателя, выполненного с помощью турбо-модели CMT-DETCM, и ее результаты обсуждаются в сравнении с экспериментальными точками.

Методология моделирования

Из результатов испытаний двигателя, показанных на рисунке 6, можно заметить, что при открытии соединительного клапана спирали уровни давления в обеих улитках одинаковы, поскольку площадь проходного сечения перепускного клапана в каждой ветви одинакова. Кроме того, из рисунка 5 видно, что общая площадь проходного сечения перепускного клапана линейно увеличивается с увеличением цилиндрического отверстия клапана. Кроме того, сначала открывается вестгейт короткой спиральной ветви, а затем длинной спиральной ветви.Чтобы следовать тому же принципу при моделировании двигателя, модель коэффициента расхода перепускного клапана была применена к каждой ветви. Детали модели вестгейта можно найти в Приложении.

Тем не менее, модель перепускного клапана зависит от положения клапана и степени расширения турбины (Серрано и др., 2017) (уравнение 11). Степень расширения в каждой ветви можно оценить во время моделирования, но положение перепускных клапанов каждой ветви является неизвестным параметром. Даже при испытаниях двигателя общее положение перепускных клапанов было единственной информацией, которую удалось записать с системы PXI ^TM .Кроме того, когда SCV открывается, поток от одной ветви к другой может обмениваться данными в зависимости от импульса в каждой ветви. Чтобы иметь то же самое при моделировании, использовалась модель коэффициента расхода SCV, разработанная в предыдущей работе (Самала, 2020). Подробности модели можно найти в Приложении. Чтобы выполнить моделирование с этими двумя разными моделями коэффициента расхода (WG и SCV), в GT-Power была разработана система управления, как показано на рисунке 7.

РИСУНОК 7 .Методология моделирования, когда площадь проходного сечения перепускного клапана одинакова и когда SCV открыт.

Из рисунка 7 видно, что, когда SCV полностью открыт, сначала открывается перепускная заслонка короткой спиральной камеры, а затем — длинная ветвь спиральной камеры (как выделено зеленым кружком). Аналогичным образом создается поиск перепускного клапана для оценки положения перепускного клапана каждой ветви. Справочная таблица создается на основе информации о цилиндрическом клапане, предоставленной производителем, как показано на рисунке 7.Чтобы определить положение перепускной заслонки длинной и короткой спиральной камеры в моделировании, используется ПИД-регулятор, который нацелен на экспериментальное значение давления наддува ( p ₂ ^‘). PID генерирует значение выходного сигнала от 0 до 1, и, соответственно, создается поиск перепускного клапана. Во время моделирования двигателя на каждом временном шаге PID отправляет сигнал (от 0 до 1) в справочную таблицу. В зависимости от значения сигнала справочная таблица определяет положение перепускного клапана для коротких и длинных спиралей.Наконец, положение перепускного клапана и степень расширения каждой ветви на текущем временном шаге передаются в корреляцию перепускного клапана для вычисления коэффициентов выпуска.

Что касается SCV, испытания проводились при полностью открытом положении клапана; поэтому положение клапана фиксируется на 100% в течение всего моделирования на всех оборотах двигателя. Однако модель SCV зависит от значения коэффициента давления спирали и отличается, когда поток идет от ветви к ветви (т. Е., LV в SV и SV в LV). Следовательно, на каждом временном шаге коэффициент давления спирали через секцию SCV передается на корреляцию SCV для оценки значений коэффициента расхода для каждого направления потока. Разработанная система управления продолжается до тех пор, пока ПИД-регулятор не достигнет целевого значения (то есть p ₂ ^‘), и все другие установившиеся переменные не сойдутся. Работа этой системы управления во время моделирования показана на рисунке 8. На рисунке 9 показана модель мощности GT тестируемого двигателя, подключенная к модели CMT-DETCM.Кроме того, были выделены PID, отверстие SCV и перепускной клапан каждой ветви и их корреляции, соответственно.

РИСУНОК 8 . Работа спроектированной системы управления при одинаковом проходном сечении перепускного клапана и открытом клапане SCV.

РИСУНОК 9 . Модель GT-power тестируемого двигателя и ее связь с моделью турбины с двумя улитками.

Результаты моделирования точек полной нагрузки

На рисунке 10 показан результат моделирования давления наддува в коллекторе (p2 ′).Можно заметить, что ошибка между экспериментом и моделью очень мала. Это подтверждает, что конструкция управления, разработанная с учетом корреляции вестгейта, достаточно эффективна для достижения целевых значений. На рисунках 11A, B показаны результаты положения перепускной заслонки и значений коэффициента разгрузки для каждой ветви при моделировании двигателя. Можно отметить, что общие значения положения перепускного клапана из модели CMT-DETCM очень близки к общему положению перепускного клапана, полученному из испытательной камеры двигателя, как показано на рисунках 11A.Это указывает на то, что значения давления перед турбиной в моделировании также хорошо спрогнозированы; результаты показаны на следующих рисунках. Из рисунка 11A можно заметить, что при низких оборотах двигателя (1250 об / мин) модель показывает, что перепускная заслонка должна быть открыта, чтобы достичь экспериментального значения давления наддува. Одной из возможных причин могут быть небольшие утечки из цилиндрического клапана во время испытаний двигателя, даже когда перепускная заслонка полностью закрыта, и модель коэффициента расхода может обнаружить эти утечки при моделировании.

РИСУНОК 10 . SCV открыл давление наддува во впускном коллекторе от ПИД-регулятора.

РИСУНОК 11 . Положение вестгейта модели CMT-DETCM и расчетные значения коэффициента сброса при различных оборотах двигателя.

На рисунке 12 показано положение соединительного клапана спирали и расчетные значения коэффициента расхода для каждого направления потока. Вышеупомянутые испытания с открытым клапаном SCV проводились с полностью открытым клапаном, и, соответственно, в моделировании клапан зафиксирован на 100% для всех скоростей двигателя, как показано на рисунке 12A.Как обсуждал Самала (2020), поток, переходящий от длинного к короткому и наоборот для одной и той же рабочей точки в турбине, отличается. Из-за того, что перепад давления в секции SCV неодинаков в каждом направлении потока. Следовательно, значения коэффициента расхода различаются, когда поток движется от SV к LV и LV к SV в моделировании, как показано на рисунке 12B.

РИСУНОК 12 . Расположение SCV модели CMT-DETCM и расчетные значения коэффициента расхода при различных оборотах двигателя.

Чтобы сравнить характеристики компрессора и турбины, частота вращения турбокомпрессора должна быть близка к экспериментальному значению. Из рисунка 13A видно, что смоделированные скорости турбокомпрессора не так уж далеки от экспериментальных результатов. Лучшие прогнозы наблюдались при низких оборотах двигателя, но на высоких оборотах модель немного занижена. Тем не менее погрешность модели не превышает ± 5% от экспериментального значения. Хорошо спрогнозированная частота вращения указывает на разумную оценку потерь на трение и общего баланса мощности.При моделировании положение перепускной заслонки изменяется до тех пор, пока не будет достигнуто давление наддува в коллекторе (p2 ‘); следовательно, температура на выходе компрессора (T2) будет основной переменной для проверки производительности компрессора и теплопередачи. Как видно на рисунке 13B, модель занижает температуру на выходе компрессора на всех оборотах двигателя. Однако давление на выходе компрессора из модели хорошо согласуется с экспериментальными точками, показанными на рисунке 13C. Таким образом, разница в прогнозах температуры на выходе в основном связана с проблемами теплопередачи.Как указано в (Serrano et al., 2015a), температура на выходе компрессора (T2) будет зависеть от теплопередачи для любых рабочих условий, и тепло может добавляться или удаляться на выходе из компрессора. В конце концов, любая температурная погрешность на выходе компрессора исправляется мультипликаторами теплопередачи WCAC, чтобы иметь возможность достичь температуры впускного коллектора. На рисунке 13D показаны результаты измерения температуры впускного коллектора в сравнении с экспериментальными данными, и можно заметить, что разница всегда находится в пределах ± 5.2 ^∘ C.

РИСУНОК 13 . Параметры валидации SCV открыли симуляцию. Результаты модели CMT-DETCM сравниваются с экспериментальными данными при разных оборотах двигателя. (A) Скорость турбокомпрессора; (B) температура на выходе компрессора; (C) давление на выходе компрессора; (D) Температура впускного коллектора.

Предположим, что граничные условия двигателя модели хорошо соответствуют экспериментам, которые относятся к впускному коллектору ( p ₂ ^′ ) и давлениям выпускного коллектора (p3, LV / SV).Массовый расход воздуха, создаваемый моделью, должен соответствовать экспериментальным значениям. Из рисунка 14A можно увидеть, что прогнозы массового расхода воздуха аналогичны экспериментальным результатам моделирования. Однако при оборотах двигателя 2000 и 2500 об / мин относительная погрешность превышает 5% и становится более значительной, поскольку массовый расход воздуха уменьшается. Это различие может быть связано с несколькими небольшими погрешностями, связанными с двигателем, включая массовый расход прорываемого воздуха (который не измеряется расходомером воздуха), коэффициент нагнетания впускных клапанов или температуру стенок цилиндра во время такта впуска. .Точки с низкой погрешностью указывают на то, что модель двигателя работает в условиях, близких к экспериментальным. Рисунок 14B показывает тот факт, что если модель хорошо предсказывает массовый расход воздуха в двигателе, то крутящий момент не показывает значительного несоответствия экспериментальным данным. Небольшое расхождение между модельными и экспериментальными значениями крутящего момента может происходить из-за моделирования среднего эффективного давления трения (FMEP) и горения. На рисунках 14C, D показано давление перед турбиной как в длинной, так и в короткой спиральной ветви.Видно, что средние значения давления по модели CMT-DETCM хорошо согласуются с экспериментальными данными в обеих ветвях турбины. Это указывает на то, что противодавление от турбины к двигателю также хорошо улавливается. Чтобы проверить точность газовой динамики в модели, необходимы мгновенные значения давления на входе турбины. Однако при испытаниях двигателя данные о мгновенном давлении не были доступны из-за трудностей размещения датчиков мгновенного давления на входе в турбину.

РИСУНОК 14 . Параметры валидации SCV открыли симуляцию. Результаты модели CMT-DETCM сравниваются с экспериментальными данными при разных оборотах двигателя. (A) Массовый расход воздуха; (B) тормозной момент; (C) давление на входе турбины в LV; (D) давление на входе турбины в SV.

На рисунках 15A, B показаны результаты измерения температуры на входе в турбину для длинных и коротких ветвей спиральной камеры. Разница между расчетными модельными и экспериментальными температурами в длинной спиральной ветви при частоте вращения двигателя всегда находится в пределах ± 15 ^∘ ° C.Небольшое расхождение в прогнозах температуры может быть связано с использованием корреляции множителя теплопередачи выхлопных газов, которая обнаружена для турбин VGT / WG с одним входом. На рисунке 15B показаны результаты измерения температуры в короткой спиральной ветви. Вышеупомянутые значения температуры для этой ветви из эксперимента разумно ниже по сравнению со значениями температуры длинной спиральной камеры. Тем не менее, модель показывает, что уровни температуры в короткой спиральной ветви аналогичны уровням температуры в длинной спиральной ветви.Разница, обнаруженная между ними при моделировании, находится в диапазоне 30–40 C, что является разумным значением по сравнению с различием, обнаруженным в экспериментах (Dale and Watson, 1986). На рисунках 15C, D показаны результаты измерения температуры и давления на выходе из турбины. Температуры на выходе из модели немного ниже экспериментальных значений, а разница не превышает ± 50 ^∘ C. Это различие может быть объяснено эффектами проблем теплопередачи в турбинах с двойным входом.На рисунке 15D показано противодавление после обработки в турбине от обеих моделей CMT-DETCM, и они хорошо согласуются с экспериментальными значениями.

РИСУНОК 15 . Параметры валидации SCV открыли симуляцию. Результаты модели CMT-DETCM сравниваются с экспериментальными данными при разных оборотах двигателя. (A) Температура LV на входе в турбину; (B) температура на входе в турбину SV; (C) температура на выходе из турбины ; (D) давление на выходе турбины.

Таким образом, моделирование двигателя с использованием описанных моделей турбины с двойным входом показывает, что по всем параметрам валидации расхождения между моделью и экспериментальными данными являются разумными. Хорошее воспроизведение входного давления и температуры турбины вместе с хорошо оцененной выходной температурой турбины указывает на то, что экспериментальная рабочая точка и открытие перепускной заслонки турбины были правильно найдены на картах турбины.

Результаты мгновенных параметров производительности

В этом разделе неустановившаяся работа параметров турбины с двойным входом, полученная в результате моделирования, сравнивается с различными рабочими параметрами режима впуска установившегося потока.Результаты нестабильной работы показаны для оборотов двигателя 3000 и 5000 об / мин.

Быстрые колебания давлений на каждом входе и выходе турбины приводят к немедленному изменению массового расхода турбины в каждом ответвлении, как показано на рисунке 16. Стоит подчеркнуть, что мгновенный массовый расход отбирается на выходе из язычка турбины ( станции A), как показано на фиг.1. Кроме того, извлеченные значения массового расхода для каждой ветви, показанной на фиг. 16, получены после вычитания количества перепускного потока этой ветви, соответственно.Чтобы указать условия впуска потока в турбину при показанных оборотах двигателя, представлен коэффициент массового расхода (MFR), который рассчитывается, как показано в уравнении. 1. Из рисунка 16 видно, что максимальный массовый расход в каждой ветви неодинаков. Это происходит из-за разного положения перепускной заслонки каждой ветви, как показано на Рисунке 11A и Рисунке 8. Например, когда двигатель работает со скоростью 3000 об / мин (Рисунок 16A), перепускная заслонка короткой спиральной ветви открывается до максимального значения. Тогда как в случае длинной спиральной ветви перепускная заслонка приоткрыта.Благодаря этому поток в длинной спиральной ветви имеет максимальный поток, чем в короткой спиральной ветви. Из рисунка 16 видно, что MFR изменяется от 0,3 до 0,8 при частоте вращения двигателя 3000 об / мин. Даже в случае более высоких оборотов двигателя (5000 об / мин) изменение MFR составляет от 0,1 до 0,9. Они делают вывод, что турбины с двойным входом всегда работают в промежутках между условиями полного и неравного впуска потока с двигателем, и он никогда не приближается к состоянию частичного впуска (то есть к MFR 0 или 1).

РИСУНОК 16 .Мгновенный массовый расход двигателя является результатом моделирования в каждой ветке турбины с двумя улитками. (A) Результаты моделирования частоты вращения двигателя 3000; (B) результаты моделирования частоты вращения двигателя 5000.

На рис. 17 показаны мгновенные изменения параметра приведенного массового расхода турбины и степени расширения в каждой ветви при частоте вращения двигателя 3000 и 5000 об / мин. Мгновенная степень расширения, рассчитанная с помощью модели в каждой ветви, учитывается между выходом язычка турбины (станция A) и входом диффузора турбины (станция F), как показано на рисунке 1.Принимая во внимание, что пониженный массовый расход учитывается на выходе из язычка турбины (станция A). Чтобы сравнить мгновенные кривые, они построены с помощью различных стационарных экстраполированных кривых допуска (счетчиков) каждой ветви, полученных из модели CMT-DETCM (Samala, 2020). Следует отметить, что, когда MFR увеличивается, условия массового расхода в длинной спиральной ветви увеличиваются, а короткая спиральная ветвь уменьшается.

РИСУНОК 17 . Сравнение параметра приведенного массового расхода в установившемся (контуры) и нестационарного режима в зависимости отстепень расширения на каждой ветке турбины, полученная из модели CMT-DETCM. (A) и (B) Показать мгновенные параметры в длинной и короткой спиральных ветвях для частоты вращения двигателя 3000 об / мин; (B) и (D) показывают мгновенные параметры в длинной и короткой спиральных ветвях для частоты вращения двигателя 5000 об / мин.

Первой заметной характеристикой мгновенной кривой является то, что петля гистерезиса формируется по мере того, как давление растет и падает на протяжении всей энергии импульса, исходящей от двигателя.Вращение контура гистерезиса происходило против часовой стрелки, как показано стрелкой на рисунке 17. Этот контур подразумевает, что скорость изменения параметра приведенного массового расхода будет отличаться при повышении давления, чем при падении давления в каждой турбине. ветвь. Каждая точка на мгновенной кривой (показанной черными и пурпурными линиями на рисунке 17) представляет условия потока в турбине в определенный момент времени. Как показано на рисунке 17, мгновенные кривые показывают меньшую вторичную петлю (обозначенную буквами B и F в длинной спиральной части; D и H в короткой спиральной части) в основании кривой, где степень расширения низкая в период простоя. импульс (рисунок 16).Вторичный контур возникает из-за небольшого повышения давления в одной ветви при повышении давления во второй ветви (Рисунок 16). Другими словами, эти маленькие петли указывают на то, что повышение давления из-за пика импульса в длинной спиральной ветви (C и G на рисунках 17A, C) может ощущаться в короткой спиральной ветви (D и H на фиг.17B, D). То же самое можно наблюдать при повышении давления в короткой спиральной ветви (A и E на рисунках 17B, D) и ощущаться в длинной спиральной ветви (B и F на рисунках 17A, C).Этот вторичный контур гораздо более заметен, когда турбина работает при частоте вращения двигателя 3000 об / мин, чем при частоте вращения двигателя 5000 об / мин. Это происходит из-за сильно различающихся положений перепускных заслонок в каждой ветке турбины, когда турбина работает при частоте вращения двигателя 3000 об / мин.

На рисунках 18 и 19 показано сравнение между статическим экстраполированным кажущимся и фактическим КПД турбины (контуры) с мгновенным кажущимся и фактическим КПД турбины (фактические черные и фиолетовые линии) каждой ветви турбины с двумя улитками, полученными из моделирование при 3000 и 5000 оборотах двигателя.Модель CMT-DETCM рассчитывает КПД турбины и отношение лопаток к скорости между входными и выходными соплами статора (станции C и E, соответственно, на рисунке 1).

РИСУНОК 18 . Сравнение установившихся (контуры) и нестационарных параметров полного и статического КПД турбины (кажущийся КПД) с соотношением скоростей лопастей на каждой ветке турбины. (A) и (B) Показывают мгновенные значения кажущейся эффективности в длинной и короткой ветвях спиральной камеры для частоты вращения двигателя 3000 об / мин; (B) и (D) показывают мгновенный кажущийся КПД в длинной и короткой спиральных ветвях для частоты вращения двигателя 5000 об / мин.

РИСУНОК 19 . Сравнение параметров установившегося (контуры) и нестационарного состояния полного и статического КПД турбины (фактический мгновенный КПД) в зависимости от соотношения скоростей лопастей на каждой ветке турбины и для разных уровней MFR. (A) и (B) Показать мгновенные фактические значения КПД в длинной и короткой ветвях спиральной камеры для частоты вращения двигателя 3000 об / мин; (B) и (D) показывают мгновенный фактический КПД в длинной и короткой спиральных ветвях для частоты вращения двигателя 5000 об / мин.

Мгновенные значения кажущейся эффективности как в длинной, так и в короткой ветвях улитки показаны на Рисунке 18 для обеих скоростей двигателя. Можно заметить, что значения кажущейся эффективности изменяются в значительной степени примерно при одних и тех же значениях передаточного числа лопастей в обеих ветвях. Кроме того, установившиеся экстраполированные значения (контуры) из модели CMT-DETCM также имеют значения 100% эффективности, когда значения MFR ниже для длинной спиральной камеры и выше для короткой спиральной камеры. Стоит подчеркнуть, что кажущиеся значения КПД рассчитываются для смеси выходных температур турбины, поступающих из отдельных ветвей (Рисунок 20 (процесс показан разделенными линиями) и уравнение.3). Следовательно, кажущийся КПД не является хорошим определением в случаях очень высокого и низкого неравных допусков потока, чтобы отразить, какая ветвь более эффективно извлекает энергию из потока перед турбиной. Как раз в случае полного (MFR 0,5) и частичного допуска (MFR 0 и 1), представление кажущейся эффективности означает разумное извлечение энергии каждой ветвью. Следовательно, наблюдая за кривой кажущегося мгновенного КПД, можно сказать, что непульсирующая ветвь дает большую эффективность из-за импульсов, генерируемых в другой ветви.Другими словами, ветвь, соединенная с закрытым выпускным клапаном, будет показывать значительные изменения эффективности при падении массового расхода.

РИСУНОК 20 . Процесс энтальпийно-энтропийного расширения в радиальных турбинах с двумя входами и двумя улитками, Серрано и др. (2020b).

Стоит подчеркнуть, что модель турбины с двойным входом, описанная в (Serrano et al., 2020b), имеет возможность оценивать фактический КПД турбины каждой ветви (уравнения 9 и 10). Модель рассчитывает фактический КПД в каждой ветви, используя соответствующие условия на входе и выходе турбины (как процесс, показанный непрерывными линиями на рисунке 20).Следовательно, эти значения эффективности никогда не будут равны 100%, как показано на Рисунке 19. Кроме того, не будет никаких значительных изменений, как видно из кажущихся значений эффективности (Рисунок 18). Эти значения эффективности помогут сделать лучшие выводы на этапе проектирования и калибровки турбокомпрессора и соответствующего двигателя. Из рисунка 19 можно сделать вывод, что фактические значения КПД очень хорошо представлены условиями потока в соответствующих ветвях турбины. Например, наблюдая мгновенные фактические значения КПД в обеих ветвях для частоты вращения двигателя 3000 об / мин (рисунки 19A, B), можно получить два уровня колебаний эффективности около оптимального передаточного числа лопастей (около 0.67) можно наблюдать. Один уровень связан с оптимальной MFR около 0,6, а другой — с максимальной MFR около 0,9.

Заключение

В текущем исследовании все модели были интегрированы в программное обеспечение одномерного моделирования и были полностью проверены путем объединения их с 1D откалиброванной моделью двигателя на кривых полной нагрузки, полученных в ходе экспериментальной кампании двигателя. Проверка выполняется только для кривых полной нагрузки двигателя, полученных при открытии как спирального соединительного клапана, так и перепускного клапана.Во время моделирования двигателя только одна полная и две частичные карты впуска, полученные из газового стенда, использовались в модели турбокомпрессора для калибровки.

Модель двигателя была сконфигурирована для схождения на экспериментальном давлении во впускном коллекторе в качестве целевого значения для каждой скорости двигателя с помощью встроенного контроллера перепускной заслонки турбонагнетателя. Результаты моделирования двигателя сравнивались с соответствующими экспериментальными данными, полученными на стенде двигателя. Давление во впускном коллекторе, полученное при моделировании, подтверждает, что заданные рабочие характеристики удалось достичь с помощью разработанного контроллера.Основные результаты моделирования заключаются в том, что тормозной момент двигателя и массовый расход воздуха смогли достичь экспериментальных значений с максимальной относительной погрешностью 4% и 9% соответственно. Кроме того, сравнение с другими измеренными параметрами испытания двигателя, такими как температура впускного коллектора, частота вращения турбонагнетателя, давление на входе и выходе турбины, показало удовлетворительную валидацию модели двигателя с описанными в этой статье моделями с двойным входом.

Наблюдая за мгновенными результатами моделирования с картами установившегося потока в каждой ветви, они показали важность систематизированных карт производительности для двухвходных турбин как двух отдельных турбин и соответствующего моделирования.Кроме того, делается вывод о том, что модель турбины способна улавливать все ситуации потока, исходящие от двигателя в каждой ветви, и может воспроизводить характеристики двигателя, аналогичные экспериментальным значениям.

Приложение

Описание моделей турбин с двойным входом

Здесь представлен обзор испытаний и моделирования турбин с двойным входом при различных условиях впуска потока. Кратко описана процедура систематизации карт производительности двухходовых турбин и методология моделирования, а более подробную информацию о методе можно прочитать на (Serrano et al., 2019c; 2020b). Модели турбины с двойным входом были проверены ранее с использованием различных условий впуска потока в турбинах с двойным входом и двумя улитками Serrano et al. (2020b). Новизна модели заключается в ее способности квазистационарно использоваться для прогнозов производительности турбин с двойным входом и двойным спиральным корпусом. Кроме того, были представлены две корреляции коэффициентов расхода, которые использовались при моделировании двигателя: одна для перепускного клапана, а другая — для клапана со спиральным соединением для оценки его коэффициентов выпуска в одномерном моделировании двигателя.

Метод испытания турбины с двойным входом и характеристика карт

В нормальных условиях работы двигателя турбокомпрессоры с двойным входом (с двумя входами или двумя спиральными улитками) работают в различных условиях впуска потока из-за пульсирующего характера выхлопных газов, выходящих из двигателя цилиндры. Условия впуска потока далее делятся на три различные категории следующим образом:

• Частичный: когда поток идет только на одном из входов турбины, а другой вход работает с нулевым потоком

• Равный / полный: когда скорость потока одинаково для каждой ветви турбины

• Неравный: когда уровни расхода, температуры и давления между ветвями турбины различны.Это случаи, когда турбокомпрессоры с двойным входом работают в двигателе большую часть времени.

Общая производительность турбины, безусловно, будет зависеть от распределения массового расхода между каждым входом турбины. Поэтому, чтобы поддержать разработку модели параметров массового расхода и модели эффективности турбины для турбин с двойным входом, была разработана испытательная установка турбокомпрессора для испытания турбины в различных условиях постоянного впуска потока на входах турбины, как обсуждалось Серрано и др. al.(2019c). Одним из основных преимуществ этого испытательного стенда является возможность независимо контролировать и измерять массовый расход в каждой ветке турбины. Кроме того, давление и температура также могли регистрироваться в каждой ветви. Чтобы протестировать и классифицировать упомянутые выше условия впуска потока, Serrano et al. (2019c) предложил параметр, называемый MFR (отношение массового расхода). Параметр MFR определяет количество потока, поступающего в каждую ветвь, и определяется как фактический массовый расход в длинной спиральной камере, добавленный к фактическим потокам в обеих ветвях, как показано в следующем уравнении:

Определение MFR с фактическими массовыми расходами упрощает испытание любой турбины с двойным входом на стандартном газовом стенде. Более того, MFR пропорционален отношению мощности в одной ветви к общей мощности турбины. В каждом испытанном MFR общий массовый расход на входе изменяется соответствующим образом, чтобы получить тот же рабочий диапазон и скорректированные скорости компрессора. Таким образом, турбины как с двойным входом, так и с двумя улитками характеризовались использованием различных условий впуска постоянного потока. Основные моменты испытательного стенда и методология испытаний турбин с двойным входом были продемонстрированы с погрешностью измерения в более ранней работе Серрано и др.(2019c).

Представляя карты производительности турбины с двойным входом как турбину с одним входом, распределение массового расхода между соответствующими ветвями при условиях полного и неравного входа неизвестно. Кроме того, используя средние значения между двумя ветвями, такие как степень расширения и температура улитки турбины, при вычислении параметра приведенного потока для всех условий впуска, как описано Romagnoli et al. (2012) действительно показали влияние на полученные карты и очень затруднили их анализ.По этой причине Serrano et al. (2019c) предложили рассматривать каждую ветвь турбины как отдельную турбину, работающую параллельно. Таким образом, такие параметры, как степень расширения, уменьшенный массовый расход и пониженная скорость, могут быть вычислены для каждой ветви с использованием соответствующих условий на входе, как показано в следующем уравнении, где член i представляет собой общий код для ветви турбины:

Принимая во внимание, что для расчета эффективности каждого ветвь турбины, Серрано и др.(2019c) предположили, что мощность, производимая каждой ветвью, разная. Соответственно, полный статический КПД турбины может быть вычислен как две отдельные турбины, как показано в формуле. 3. Это уравнение выражается на основе процесса адиабатического расширения энтальпии и энтропии турбины, показанного на рисунке 20 (процесс показан разделенными линиями). Эффективность, определенная с помощью уравнения. 3 называется кажущейся эффективностью, потому что T4tMFRx является общим для обеих ветвей. Температура на выходе из турбины, измеренная в газовой стойке, представляет собой среднюю по массе температуру смеси.Поскольку температуры, поступающие из отдельных ветвей, смешиваются на выходе из турбины (рисунок 20, процесс показан отдельными линиями),

Передаточное отношение скоростей лопастей (σ) также учитывается для каждой ветви турбины и вычисляется, как показано в следующее уравнение:

Карты производительности, полученные с использованием метода предложенный Серрано и др. (2019c) (как это обобщено выше) предоставил надежную информацию о потоке, поступающем в каждую ветвь турбины при различных условиях впуска потока, как показано на рисунке 21.На рисунке данные массового расхода и эффективности нормированы на максимальные экспериментальные значения для каждой ветви. Кроме того, карту массового расхода каждой ветви можно связать с картой кажущейся эффективности каждой ветви. Систематизированный подход позволяет использовать существующие модели турбин с изменяемой геометрией в качестве двух отдельных турбин для экстраполяции и интерполяции параметров массового расхода и кажущейся эффективности к нерасчетным условиям. В следующих разделах краткое изложение того, как модели турбин с изменяемой геометрией Пайри и др.(2012) и Серрано и др. (2016) используются и адаптированы для двухходовых турбин.

РИСУНОК 21 . Карты массового расхода турбины и кажущейся эффективности турбины смешанного потока с двумя улитками, испытанной в условиях полного (MFR 0,5) и частичного (MFR 0 и 1) впуска потока на газовом стенде, Самала (2020).

Модель пониженного массового расхода

Моделирование параметров пониженного массового расхода турбины основано на модели VGT, описанной в (Serrano et al., 2016). Предполагается, что турбину можно смоделировать как эквивалентное сопло с эффективной площадью, которая изменяется в зависимости от условий потока в турбине.При подходе к рассмотрению каждой ветви турбины с двойным входом как отдельной турбины, результирующие параметры массового расхода показали зависимость поведения потока от MFR, как показано на рисунке 21 и Serrano et al. (2019c). Таким образом, Serrano et al. (2020b) модернизировал модель турбины VGT для работы с турбинами с двумя улитками и двумя входами.

Подход основан на рассмотрении обеих ветвей как двух отдельных параллельных эквивалентных сопел, как показано на рисунке 22. Таким образом, каждое эквивалентное сопло имеет свой соответствующий набор карты потока в зависимости от MFR вместо положения VGT.Значение эффективной площади двух форсунок рассчитывается таким же образом, как и в случае турбины VGT с одним входом, то есть с использованием индивидуальных карт характеристик потока, показанных на Рисунке 21 для каждой ветви (то есть для каждой эквивалентной форсунки).

РИСУНОК 22 . Распределение станций безлопаточных двухсторонних турбин и два входа в два эквивалентных сопла, Серрано и др. (2020b).

Ур. 6 показано окончательное выражение эффективной эквивалентной площади сопла для каждой ветви двухвходной турбины.Обозначения i и j представляют собой общие коды для входа турбины (длинная спиральная или короткая спиральная камера; кожух или ступица) и типа турбины с двойным входом (с двойной спиральной камерой или с двумя входами). Таким образом, для каждого типа турбины существует два уравнения эффективной площади (по одному для каждой ветви турбины), которые зависят от соответствующих им измеренных данных кажущейся эффективности (ηMFRx (t / s) i), геометрии входа в турбину и четырех константы подгонки (aij, bij, cij и dij),

Уравнение 6 также зависит от геометрических площадей выходных отверстий статора и ротора. Следует отметить, что турбины с двумя входами и двумя улитками имеют разную конструкцию и геометрию улитки, и, кроме того, они являются безлопаточными турбинами. Поэтому предлагается оценивать геометрические площади выходных отверстий статора и ротора по-разному для каждого типа турбины. Более того, в подходе к моделированию двухходовых турбин как двух отдельных эквивалентных сопел, эти области также определены точно для каждой ветви каждого типа турбины, как описано в Serrano et al.(2020b).

После того, как все геометрические параметры определены, подгонка выполняется как два отдельных VGT с соответствующими данными карты входа в турбину. Серрано и др. (2020b) изучили поведение каждого коэффициента эффективной эквивалентной площади сопла для обеих ветвей с каждым испытанным MFR. Из исследования был сделан вывод, что каждый коэффициент показывает физическую тенденцию с MFR в каждой ветви. Позже было рассмотрено, как наложить эти физические тренды с MFR в каждой ветви.Сделан вывод, что коэффициент a может быть наложен с помощью квадратичного выражения, а другие коэффициенты b, c, и d — с линейным трендом. Таким образом, в процедуре подбора глобальной карты для турбин как с двумя входами, так и с двумя улитками были получены хорошие результаты. Серрано и др. (2020b). Таким образом, семь коэффициентов каждой ветви турбины могут быть скорректированы с использованием метода нелинейной подгонки для всех MFR данной ветви одновременно. Это означает, что потребуется одна процедура подбора и один набор из 7 коэффициентов для каждой ветви турбины (всего 14 коэффициентов) для прогнозирования эффективной эквивалентной площади сопла во всех условиях впуска.

Как только эффективная эквивалентная площадь сопла каждой ветви известна, параметр приведенного массового расхода в каждой ветви можно рассчитать, используя выражение потока через отверстие с изоэнтропическим расширением, как показано в следующем уравнении:

Процедура разработки эффективности турбин с двойным входом была основана на модели эффективности турбин VGT, которая описана в (Payri et al., 2012) и (Серрано и др., 2016). Модель эффективности VGT основана на использовании уравнения Эйлера для турбомашинного оборудования для радиальных газовых турбин и в предположении постоянных меридиональных компонентных скоростей. Цель состоит в том, чтобы получить алгебраическое уравнение для фактического КПД на основе анализа средней линии пути потока в турбине. На основе гипотезы, описанной в (Payri et al., 2012) и (Serrano et al., 2016), было разработано окончательное выражение для оценки карт эффективности для каждой конфигурации VGT.Окончательное выражение зависит от картографических данных, предоставленных производителем, некоторой геометрической информации, а также некоторых коэффициентов подгонки. Эффективность VGT была переработана для турбин с двойным входом аналогично методу фитинга с уменьшенным массовым расходом; подробнее можно прочитать в (Serrano et al., 2020b).

Вышеупомянутая кажущаяся эффективность каждой ветви турбины определяется, как показано в формуле. 3 и 20 (процесс показан отдельными линиями) в соответствии с предположением, что каждая ветвь работает как отдельная турбина.Серрано и др. (2020b) исследовали и пришли к выводу, что кажущийся КПД нельзя рассчитать напрямую, используя окончательное выражение КПД модели турбины VGT. Когда турбина работает в условиях полного и неравного впуска, на выходе из ротора температура, исходящая от отдельных ветвей турбины, может быть разной. Эти разные температуры будут определять фактический процесс эффективности, показанный непрерывными линиями на рисунке 20, в отличие от процессов очевидной эффективности, нарисованных отдельными линиями на рисунке 20.Фактическая эффективность таких непрерывных технологических процессов, обозначенная как MFRx на рисунке 20, — это то, что можно было бы рассчитать, используя окончательное выражение эффективности модели турбины VGT. Хотя прямое использование карт эффективности частичного приема (MFR = 0 и MFR = 1) для полного и неравного приема может показаться правильным подходом. Серрано и др. (2020b) доказали, что это плохое приближение, показав, что измеренная температура на выходе турбины при полных и неравных впусках (T4MFRx на рисунке 20) не может быть рассчитана только из T4, Sh / LV и T4, H / SV, полученных из частичной эффективности впуска. карты.Другими словами, T4MFRx нельзя рассчитать путем массового усреднения температур, как показано в следующем уравнении:

Следовательно, чтобы моделировать кажущуюся эффективность турбины с двумя входами и двумя улитками, которые ведут себя как две независимые турбины, всегда работающие в условиях частичного впуска, необходимо учитывать некоторые взаимодействия между обеими ветвями турбины. В связи с этим Serrano et al. (2020b) разработали формулировку кажущейся эффективности для каждой ветви, как показано в уравнениях.9, 10. Более подробный анализ и подробное обсуждение разработки этой формулировки очевидной эффективности можно найти в более ранней работе (Serrano et al., 2020b). Стоит отметить, что окончательные формулировки показаны в уравнениях. 9, 10 являются функцией фактического КПД (не очевидного), степени расширения и общей температуры на входе обеих ветвей турбины, чтобы следовать подходу смешивания и получить кажущийся КПД, измеренный в газовой стойке. Два уравнения соответствуют 11 коэффициентам, и в нем используется ограниченное количество точек данных из турбинных карт обеих ветвей и некоторая геометрическая информация.

Одно из основных преимуществ уменьшения массового расхода и Модель очевидной эффективности, описанная здесь, заключается в том, что ее можно использовать как для турбин с двумя входами, так и с двумя улитками, просто уделив внимание геометрическим упрощениям при подборе типа турбины (Серрано и др., 2020b). Кроме того, важно иметь стандартную карту турбины для каждой ветви, измеренной в адиабатических условиях и по крайней мере с двумя экстремальными расходами (MFR 0 и 1), а также полным потоком на впуске (MFR 0,5). Только эти три MFR необходимы для соответствия коэффициентам обеих моделей, а также для экстраполяции в другие MFR, а также в нестандартные условия карт производительности в каждой ветви.

Модели коэффициента нагнетания

Wastegate

Для турбонагнетателя с перепускным клапаном в одномерных расчетах двигателя необходима модель перепускного клапана для управления давлением наддува, а также для точного прогнозирования давления в турбине выше по потоку (Guzzella et al., 2010). Модели вестгейтов могут быть представлены в виде коэффициента расхода (GT-Power, 2017). Поэтому для оценки коэффициента расхода перепускного клапана в расчетах двигателя использовалась эмпирическая модель. Процедура разработки этой эмпирической модели подробно обсуждается для турбины с двумя входами (Serrano et al., 2017), и то же самое было применено к турбине с двумя улитками. Предполагается, что турбина может быть испытана при полном допуске с помощью двух различных испытаний, во-первых, механически закрывая перепускной клапан, а во-вторых, с разными уровнями отверстий.В этих двух разных испытаниях необходимо убедиться, что температура на входе в турбину, степень расширения и скорость турбонаддува поддерживаются одинаковыми. Кроме того, клапаны обратного давления на стороне компрессора должны оставаться постоянными. Таким образом, гарантируется, что рабочие условия турбины будут аналогичными, когда перепускная заслонка закрывается и открывается. В конце концов, проведя разницу между двумя испытаниями, можно легко рассчитать массовый расход через перепускной клапан на основе экспериментов.Впоследствии экспериментальный коэффициент сброса может быть оценен путем определения отношения между фактическим и идеальным потоками перепускного клапана. Затем это может быть коррелировано как функция степени расширения и положения перепускного клапана Serrano et al. (2017). Уравнение 11 показано выражение для оценки коэффициента расхода перепускного клапана для турбины с двумя улитками, и оно зависит от трех коэффициентов подгонки ( a , b, и c ), как показано в следующем уравнении:

Спиральный соединительный клапан

Когда в турбине присутствует спиральный соединительный клапан, поток может сообщаться между ветвями турбины перед тем, как попасть в ротор. Преимущество этого клапана заключается в том, что он позволяет турбинам с двумя улитками работать как турбина с одним входом. Когда SCV открывается, массовый поток двигателя из активного цилиндра распределяется между двумя улитками. Поэтому для передачи потоков между ветвями турбины в одномерном моделировании двигателя использовалась ранее разработанная модель коэффициента расхода СКК (Самала, 2020).Разработка этой модели проводится аналогично определению характеристик перепускного клапана, то есть выполняется два разных теста: один с открытым клапаном SCV, а другой — с закрытым. Но эти два теста выполняются с частичной картой допуска каждой ветви (MFR 0 и 1). Тестируя каждую ветвь турбины отдельно, было легко оценить поток, который проходит в каждом направлении (то есть от длинного к короткому и наоборот) (Самала, 2020). По результатам экспериментов был сделан вывод, что поток СКК в каждом направлении не одинаков для одних и тех же отверстий СКК.Это связано с тем, что перепад давления в сегменте СКК отличается, когда поток СКК переходит от длинной спиральной камеры к короткой и наоборот. Основываясь на этом, два различных коэффициента расхода были коррелированы как функция степени давления спирали (SPR) и отверстий SCV, как показано в уравнении. 12 (индекс k относится к направлению потока SCV). Более подробный анализ развития этой корреляции можно найти в (Самала, 2020). Корреляция зависит от шести коэффициентов ( a , b , c , d , e, и f ).Следует отметить, что когда поток SCV переходит от длинной спиральной камеры к короткой, SPR рассчитывается с использованием уравнения. 13 и в другом направлении потока, используя уравнение. 14,

Модель механических потерь

Модели механических потерь, разработанные Серрано и др. (2013) изучаются в двух разных частях (W˙m = W˙jb + W˙tb) в соответствии с геометрическими характеристиками турбокомпрессора.Подшипники изучаются с использованием упрощенной геометрии, а их поведение анализируется путем решения уравнений Навье – Стокса и некоторых упрощающих допущений. Масло считается несжимаемым, и его поток через подшипник считается стабильным и постоянным на каждой секции. Также симметрично по окружности. Кроме того, не учитываются объемные силы, и считается, что толщина пленки меньше, чем у любой другой детали подшипника. Вязкие напряжения считаются сравнимыми с инерционными силами жидкости (малое число Рейнольдса: Re = ρuc / μ).

Решая уравнения Навье – Стокса в подшипнике скольжения с этим упрощающим предположением, соответствующие потери на трение выражаются уравнением. 15. Как видно, эти потери зависят от частоты вращения вала ( N ), вязкости масла (μ) при средней температуре масла (T¯oil), геометрических параметров, таких как радиус опорного подшипника (Rjb) и длина подшипника ( Ljb), толщину масляной пленки (hjb) и подгоночный параметр kjb,

В той же степени, в упорном подшипнике, потери на трение могут быть выражены формулой.16, где ktb — коэффициент подгонки, Rtb, max, Rtb, min и R¯tb — максимальный, минимальный и средний радиус, показанный на рисунке 23, φ — геометрический параметр, определяемый уравнением. 17, а km обозначает долю смазочного масла, проходящего через рассматриваемый подшипник. Наконец, жир — это термин, учитывающий силы, действующие на упорный подшипник из-за разницы давлений компрессора и турбины. Это выражается формулой. 18, как показано на рисунке 24, где p2 ‘и p3’ — давления на выходе из крыльчатки компрессора и на входе в крыльчатку турбины, соответственно, а в предыдущих уравнениях Acomp ‘и Aturb’ — эффективные площади колеса компрессора и турбины,

РИСУНОК 23 . Упрощенные схемы опорного подшипника (слева) и упорного подшипника ( справа ) , Serrano et al. (2013).

Заявление о доступности данных

Необработанные данные, подтверждающие выводы этой статьи, будут предоставлены авторами без излишних оговорок.

Вклад авторов

JS, JG и VS предложили идею, концептуализацию и провели анализ данных; JM и VS провели эксперименты, а VS выполнила моделирование под руководством JS и JG; VS и JS подготовили первоначальный проект.Кроме того, все авторы внесли свой вклад в переработку и организацию статьи. Все авторы прочитали и согласились с опубликованной версией рукописи.

Финансирование

VS было частично поддержано в рамках постдокторского контракта 2020-UPV-SUB.2-12450 по науке, технологиям и инновациям в исследовательских структурах Universitat Politécnica de-Valéncia (UPV).

Конфликт интересов

Авторы заявляют, что исследование проводилось в отсутствие каких-либо коммерческих или финансовых отношений, которые могли бы быть истолкованы как потенциальный конфликт интересов.

Номенклатура

A Площадь (м)

a Коэффициент разряда ротора (-)

b Коэффициент фитинга с уменьшенным массовым расходом (-)

BEVs (- Аккумуляторные электромобили Аккумуляторные электромобили )

BSR Передаточное число лопастей (-)

c Пониженный коэффициент фитинга массового расхода (-)

cp Удельная теплоемкость (Дж кг ⁻¹ K ⁻¹ )

CD Коэффициент нагнетания (-)

DV Двойная улитка (-)

EGR Рециркуляция выхлопных газов (-)

LV Длинная улитка (-)

м˙ Массовый расход (кг / с)

MFR Коэффициент массового расхода (-)

n Скорость вращения (об / мин)

p Давление (Па)

r Rotor rad ius (м)

Sh Кожух (-)

SV Короткая улитка (-)

SPR Степень давления спирали (-)

SCV Соединительный клапан спирали (-)

T T T T T T T T Температура (K)

TE Двухходовой (-)

VGT Турбина с изменяемой геометрией (-)

VNT Турбина с изменяемым соплом (-)

WG WastegateShM (-)

901 25 4 Статические состояния на выходе турбины

4s Изоэнтропическое состояние турбины

4t Полные состояния на выходе турбины

eff Эффективное эквивалентное сопло

geom Геометрия

Дискрим. в TE или LV от SV в DV

j Относится к турбине TE или DV

мод Модель

красный Относится к приведенным переменным

т / с Всего до статики

Греческие буквы

η Соответствующий КПД

γ Коэффициент теплоемкости

σ Соответствующий коэффициент скорости лопасти.

Ссылки

Косталл, А. В., МакДэвид, Р. М., Мартинес-Ботас, Р. Ф., и Бейнс, Н. К. (2010). Моделирование импульсных характеристик турбины с двойным входом турбокомпрессора при полном и неравном допуске. J. Turbomach. 133. doi: 10.1115 / 1.4000566.021005

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Ding, Z., Zhuge, W., Zhang, Y., Chen, H., Martinez-Botas, R., and Yang, M. (2017). Одномерная модель нестационарной работы турбин турбокомпрессора. Энергия 132, 341 — 355.doi: 10.1016 / j.energy.2017.04.154

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Галиндо, Дж., Наварро, Р., Гарсия-Куэвас, Л. М., Тари, Д., Тартусси, Х. и Гуйлен, С. (2019). Зональный подход для оценки перепада давлений в экстремальных нерасчетных условиях компрессора. Внутр. J. Engine Res. 20, 393–404. doi: 10.1177 / 1468087418754899

CrossRef Полный текст | Google Scholar

GT-Power (2017). Gamma Technologies — Руководство по моделированию двигателей и транспортных средств. Доступно по адресу: http: // www.gtisoft.com.

Guzzella, L., Onder, C.H., Guzzella, L., and Onder, C.H. (2010). Введение в моделирование и управление системами двигателей внутреннего сгорания . Берлин, Германия: Springer, 1–20. doi: 10.1007 / 978-3-642-10775-7

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Haq, G., and Weiss, M. (2016). Маркировка CO2 легковых автомобилей в Европе: состояние, проблемы и перспективы на будущее. Энергетическая политика 95, 324–335. doi: 10.1016 / j.enpol.2016.04.043

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Heywood, J., Маккензи, Д., Акерлинд, И. Б., Бастани, П., Берри, И., Бхатт, К. и др. (2015). На пути к 2050 году: потенциал для значительного сокращения энергопотребления легковых автомобилей и выбросов парниковых газов. Доступно по адресу: http://web.mit.edu/sloan-auto-lab/research/beforeh3/files/On-the-Road-toward-2050.pdf

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Kalghatgi, G. (2018). Неужели это конец двигателям внутреннего сгорания и нефти на транспорте? Appl. Энергия 225, 965 — 974.doi: 10.1016 / j.apenergy.2018.05.076

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Мартин Г., Талон В., Хигелин П., Шарле А. и Кайол К. (2009). Реализация физики турбомашин в моделях турбонагнетателей на основе карт данных. SAE Int. J. Engines 2, 211–229. doi: 10.4271 / 2009-01-0310

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Martin, J., Arnau, F., Piqueras, P., and Auñon, A. (2018). Разработка интегрированной виртуальной модели двигателя для моделирования новых стандартных циклов испытаний.SAE international, технические документы SAE, doi: 10.4271 / 2018-01-1413

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Payri, F., Olmeda, P., Arnau, F. J., Dombrovsky, A., and Smith, L. (2014). Внешние тепловые потери в малых турбокомпрессорах: модель и эксперименты. Energy 71, 534–546. doi: 10.1016 / j.energy.2014.04.096

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Payri, F., Serrano, J. R., Fajardo, P., Reyes-Belmonte, M. A., and Gozalbo-Belles, R. (2012). Физически обоснованная методология экстраполяции характеристик радиальных турбин. Energy Convers. Manag. 55, 149–163. doi: 10.1016 / j.enconman.2011.11.003

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Pla, B., la Morena, J. D., Bares, P., and Jiménez, I. (2020). Моделирование изменчивости сгорания от цикла к циклу в двигателях с искровым зажиганием для целей управления. Внутр. J. Engine Res. 21, 1398–1411. doi: 10.1177 / 1468087419885754

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Rajoo, S., Romagnoli, A., and Martinez-Botas, R.F. (2012).Анализ неустойчивых характеристик турбины турбонагнетателя с изменяемой геометрией с двумя входами. Energy 38, 176–189. doi: 10.1016 / j.energy.2011.12.017

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Romagnoli, A., Copeland, C.D., Martinez-Botas, R.F., Seiler, M., Rajoo, S., and Costall, A. (2012). Сравнение стабильной работы турбонагнетателей с двойным и двойным входом. J. Turbomach. 135. doi: 10.1115 / 1.4006566

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Romare, M., и Dahllöf, L. (2017). Энергопотребление в течение жизненного цикла и выбросы парниковых газов от литий-ионных аккумуляторов. IVL Шведский институт экологических исследований 842, 978–991.

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Samala, V. (2020). Экспериментальное описание и моделирование средней линии турбин с двойным входом и двумя улитками, работающих в различных условиях впуска при установившемся потоке. Кандидат наук. дипломная работа, Валенсия, Испания: Политический университет Валенсии.

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж., Арнау, Ф., Дольз, В., Тисейра, А., и Червелло, К. (2008). Модель радиальных турбин турбонагнетателя, пригодная для использования в кодах нулевой и одномерной газовой динамики для моделирования двигателей внутреннего сгорания. Energy Convers. Manag. 49, 3729–3745. doi: 10.1016 / j.enconman.2008.06.031

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф., Де Ла Морена, Дж., Алехандро, Г., Стефан, Г., и Самуэль, Б. (2020a). «Методология калибровки газодинамических моделей бензиновых двигателей с турбонаддувом с турбинами с изменяемой геометрией и с упором на прогнозирование динамики во время испытаний на переходную нагрузку.”На выставке ASME turbo expo 2020, Лондон, Англия.

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф., Гарсия-Куэвас, Л. М., Солер, П., Смит, Л., Чунг, Р. и др. (2019a). Экспериментальный метод тестирования автомобильных турбин с двойным и двойным входом в реальных импульсных условиях двигателя. SAE International, технический документ SAE

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф. Дж., Андрес, Т., и Самала, В. (2017). Экспериментальная методика определения коэффициента сброса перепускного клапана турбокомпрессора. Adv. Мех. Англ. 9, 168781401772824. doi: 10.1177 / 1687814017728242

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф. Дж., Гарсеа-Куэвас, Л. М., Солер, П., и Чунг, Р. (2019b). Экспериментальная проверка одномерной двухвходной радиальной модели турбины в условиях нелинейных импульсов. Внутр. J. Engine Res. doi: 10.1177 / 1468087419869157

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф. Дж., Гарсия-Куэвас, Л.М., Домбровский А., Тартуси Х. (2016). Разработка и проверка эффективности радиальной турбины и модели массового расхода в проектных и нерасчетных условиях. Energy Convers. Manag. 128, 281–293. doi: 10.1016 / j.enconman.2016.09.032

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф. Дж., Гарсия-Куэвас, Л. М. и Самала, В. (2020b). Надежная адиабатическая модель для квазистационарного прогнозирования неизмеряемых характеристик на удалении от безлопаточных радиальных турбин с двумя входами или двумя улитками. Appl. Sci. 10, 1955. doi: 10.3390 / app10061955

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Арнау, Ф. Дж., Грасиа-Куэвас, Л. М., Самала, В., и Смит, Л. (2019c). Экспериментальный подход к определению характеристик и анализу рабочих характеристик турбин с двойным входом и радиальным притоком в газовой стойке и с различными условиями впуска потока. Appl. Therm. Англ. 159, 113737. doi: 10.1016 / J.APPLTHERMALENG.2019.113737

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж.Р., Ольмеда, П., Арнау, Ф. Дж., Домбровский, А., и Смит, Л. (2015a). Влияние теплопередачи турбонагнетателя и механических потерь на прогнозирование производительности двигателей с использованием программ одномерного моделирования. Energy 86, 204–218. doi: 10.1016 / j.energy.2015.03.130

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Ольмеда, П., Арнау, Ф. Дж., Рейес-Бельмонте, М. А., и Тартусси, Х. (2015b). Исследование внутренней конвекции в небольших турбокомпрессорах. предложение конвективных коэффициентов теплопередачи. Appl. Therm. Англ. 89, 587–599. doi: 10.1016 / j.applthermaleng.2015.06.053

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Серрано, Дж. Р., Олмеда, П., Тисейра, А., Гарсеа-Куэвас, Л. М., и Лефевр, А. (2013). Теоретическое и экспериментальное исследование механических потерь в автомобильных турбокомпрессорах. Energy 55, 888–898. doi: 10.1016 / j.energy.2013.04.042

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Солер Бланко, П. (2020). Моделирование и моделирование работы радиальных турбокомпрессоров при неустановившемся потоке.Кандидат наук. дипломная работа, Валенсия (Испания): Политехнический университет Валенсии

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Walkingshaw, J., Iosifidis, G., Scheuermann, T., Filsinger, D., and Ikeya, N. (2015). «Сравнение одно-, двух- и двухспиральной турбины для автомобильной промышленности». в ASME Turbo Expo 2015: Техническая конференция и выставка турбин, Квебек, Канада, 15–19 июня 2015 г.

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Wang, S., Zhao, F., Liu, Z., and Hao, H.(2017). Эвристический метод разработки технологической стратегии автопроизводителей по регулированию экономии топлива на основе генетического алгоритма: пример Китая при корпоративном регулировании среднего расхода топлива. Appl. Энергия 204, 544–559. doi: 10.1016 / j.apenergy.2017.07.076

CrossRef Полный текст | Google Scholar

Wei, J., Xue, Y., Deng, K., Yang, M., and Liu, Y. (2020). Прямое сравнение нестационарного влияния турбины с двухвходной и односторонней спиралью на работу двигателя внутреннего сгорания.