Двойной турбонаддув: Система двойного турбонаддува Twin Turbo

Содержание

Особенности двигателя TSI в автомобилях Volkswagen

Силовыми агрегатами TSI комплектуются все современные модели Volkswagen. Аббревиатура от Turbo Stratified Injection обозначает двигатель, в котором впрыск топлива происходит непосредственно в цилиндр, а воздух нагнетается двойным турбонаддувом.

В результате эксплуатационные характеристики мотора более высокие, чем у двигателя с обычной турбиной, но из-за этого ему требуется более качественное обслуживание, которое нереально осуществить в кустарных условиях.

Этот тип двигателя самый популярный среди автомобилей Volkswagen. На Passat В8, Passat СС, Tiguan устанавливают сейчас (2016 года) только двигатели типа TSI. На  Golf и Jetta кроме TSI устанавливают также MPI. Единственная модель, которая не комплектуется TSI — Туарег.

Каким образом работает двойной турбонаддув?

Для понимания принципа действия двойного турбонаддува стоит рассмотреть, как формируется воздушно-топливная смесь на разных оборотах:

  • до 2 400 об/мин работает исключительно механический компрессор, а турбокомпрессор простаивает, поскольку нет необходимости в дополнительной мощности и недостаточно давления выхлопных газов;
  • от 2 400 до 3 500 об/мин для нагнетания воздуха подключается турбокомпрессор, но только если электроника регистрирует очень динамичное увеличение потребности в мощности, к примеру, при резком старте с места;
  • от 3 500 об/мин и выше заслонка турбокомпрессора полностью открыта и он один работает на нагнетание воздуха.

В результате такого комплексного подхода становится возможным тонкое изменение мощности двигателя в большом диапазоне оборотов. Практически отсутствует «турбояма», которая характерна для силовых агрегатов с классической турбиной. В механическом нагнетателе используется редуктор, благодаря которому скорость вращения компрессора достигает 17 500 об/мин для наиболее эффективного давления в системе подачи воздуха.

Особенности охлаждения моторов TSI

Здесь применяется система охлаждения из двух контуров: один для головки блока цилиндров, а второй для самого блока. Количество охлаждающей жидкости в 2 раза больше в головке цилиндров, чтобы быстрее выполнялся прогрев и снижалась вероятность её перегрева, поскольку она изначально нагревается более интенсивно, чем блок цилиндров. Дополнительно система оснащена двумя термостатами, которые срабатывают при температуре в 80 и 95 °C.

Для охлаждения турбины используется еще более интересная схема. Дополнительный водяной насос с электроприводом охлаждает её в течение еще 15 мин. после остановки двигателя. В результате сложный механизм никогда не перегревается, что увеличивает его ресурс.

Недостатки технологии

Наибольшим минусом этих двигателей является их относительно плохой прогрев в холодное время года. Классическая схема разогрева на холостых оборотах в минусовую температуру малоэффективна — вам придётся долго ожидать тепла из дефлектора отопителя. В такую погоду на рабочую температуру мотор выходит достаточно долго даже при езде. К сожалению, такая плата за отменные рабочие параметры этих силовых агрегатов.

Рекомендации по эксплуатации

Любая вещь, созданная человеком, рано или поздно придёт в негодность и даже такие качественные двигатели не вечны. Однако если вы будете использовать качественные расходники и уделите пристальное внимание на состояние цепи ГРМ, то детище немецких инженеров не будет расстраивать вас форс-мажорными поломками в течение многих десятков тысяч километров.

Нюанс с долгим прогревом можно просто решить. Достаточно установить автономный предпусковой подогреватель мотора. Ведь такие приспособления уже не первое десятилетие используются в грузовиках и в нашем случае они помогут вам не мёрзнуть во время коротких зимних поездок.

Toyota разрабатывает новый двигатель с двойным турбонаддувом

Японский бренд Toyota запатентовал новый силовой агрегат V8 с двойным турбонаддувом.

Редакция

При этом заявка на получение патента была подана производителем в соответствующее ведомство США ещё в сентябре прошлого года. Скорее всего этот мотор получат некоторые версии внедорожников Toyota и спорткары Lexus, которые обозначаются литерой F.

В описании к чертежам указано, что новый V8 имеет двойной турбонаддув с компрессорами, которые расположены в развале блока цилиндров. Объём силовой установки составляет 4,0 литра, а максимальная мощность порядка 600 лошадиных сил. Также в документе отмечается, что возможна конфигурация с одним нагнетателем.

Не исключено, что новый двигатель будут устанавливать на «заряженные» модификации автомобилей Toyota. Первой такой моделью может стать пикап Tundra, призванный конкурировать на североамериканском рынке с Ford F-150 Raptor и Ram 1500 TRX.

Кроме того, недавно появлялась информация, что следующее поколение внедорожника Land Cruiser может обзавестись «горячей» версией. Автомобиль войдёт в линейку подразделения Gazoo Racing. То есть новый V8 как раз может претендовать и на место под капотом этой модели.

Редакция рекомендует:





Хочу получать самые интересные статьи

40 лет технологии турбонаддува: новая эра

В честь 40й годовщины дебюта первого автомобиля Ferrari с турбонаддувом в гонках Формулы-1 мы решили рассказать о современной технологии турбонаддува в новейших автомобилях бренда

Технология турбонаддува занимает достойное место в инженерных традициях Ferrari благодаря многочисленным победам и иконам Формулы-1, включая GTO и F40 в 1980-х. Однако за последние пять лет появилось новое поколение автомобилей Ferrari с турбонаддувом.

Такое изменение было вызвано новыми международными нормами по выбросу углеводорода. Однако инженеры Ferrari нашли новый подход к развитию технологии турбонаддува, позволивший им преодолеть традиционные ограничения, такие как турбо яма, низкие обороты и не такой потрясающий звук. При этом новое семейство двигателей Ferrari с турбонаддувом V8 – с множеством модификаций для каждого автомобиля из GT и спортивного классов – получило свойства двигателей без наддува, которые компания за последние двадцать лет довела до совершенства.

Инженеры бренда разработали силовые агрегаты, которые сочетали в себе качества классического двигателя Ferrari: динамичность, удивительную мощность, мгновенное ускорение на любых оборотах и пьянящий звук с преимуществами технологии турбонаддува, такими как сокращение выбросов и меньший расход топлива, высокая удельная выходная мощность и компактные размеры.

Преимущества новых двигателей сразу стали очевидны: California T 2014 года выдал на 70 л.с. больше мощности и на 49% увеличил крутящий момент по сравнению со своим безнаддувным предшественником, но выбросы CO2 были сокращены на 20%. Год спустя 488 GTB продемонстрировал многогранность нового семейства V8: с увеличенным 3,9-литровым двигателем он развивал 670 л.с. при 8000 оборотах в минуту, а время отклика на педаль составляло всего 0,8 секунды при 2000 оборотах в минуту.

488 GTB и California T стали первыми современными автомобилями Ferrari, получившими двигатели с турбонаддувом

Эти два двигателя имели разные характеристики, но были объединены общими принципами, которые не только обеспечивали беспрецедентные показатели, но и потрясающую чувствительность к изменению положения дроссельной заслонки и насыщенное звучание двигателя. Этого удалось достичь благодаря внедрению множества сложных технологий, не в последнюю очередь, компактных турбин с двумя спиралями, которые сокращали время раскрутки, уменьшая тем самым турбо яму и минимизируя время отклика.

Плоский коленчатый вал и выхлопной коллектор с трубами одинаковой длины усиливали звучание сгорающего топлива и выхлопов, которое становилось все более мощным по мере увеличения оборотов двигателя.

Одной из самых инновационных функций стало Управление переменным наддувом. По мере повышения передачи двигатель наращивал крутящий момент. Создавалось ощущение все нарастающей мощи, как у безнаддувного двигателя, при оптимальном расходе топлива.

Традиционным ограничением для двигателей с турбонаддувом были низкие обороты, однако для семейства двигателей Ferrari V8 с двойной турбиной это не проблема

Двигатели семейства Ferrari V8 получили стремительное развитие с момента запуска California T, что привело к созданию таких силовых агрегатов, как удивительный двигатель 720 л.с., установленный в 488 Pista. Революционный двигатель Pista получил ряд элементов гоночного автомобиля 488 Challenge, включая высокотехнологичные турбины со встроенными датчиками оборотов и облегченные детали, благодаря которым вес автомобиля снизился на 18 кг. Инженеры заменили 50% деталей по сравнению с 488 GTB, что позволило достичь мгновенного отклика на педаль и получить Международную премию «Двигатель года» как «Лучший из лучших» за последние двадцать лет.

Инженеры Ferrari также разработали двигатели, отвечающие конкретным потребностям Portofino, F8 Tributo, Roma и Portofino M, а недавно представили новый 4,0-литровый V8 для SF90. Это двигатель с увеличенной мощностью, полностью переработанными впускной и выхлопной системами, турбинами, оснащенными электронно-управляемыми выхлопными трубами, а также более узкой головкой блока цилиндров с центральным толкателем и прямым впрыском топлива под давлением 350 бар – также впервые в линейке Ferrari V8.

Каждый элемент каждого из двигателей с турбонаддувом V8 Ferrari был тщательно разработан, что позволило создать силовой агрегат, достойный Гарцующей лошади

В результате удалось добиться выходной мощности в 780 л.с., эквивалентной 195 л. с. на литр, что еще раз отодвинуло пределы производительности, доступной для такого типа двигателей. В связке с тремя электрическими двигателями, силовая установка позволяла достичь невероятной мощности в 1000 л.с., а означает, SF90 задает абсолютно новый эталон производительности не только для линейки Ferrari, но и для своих конкурентов.

Скорость прогресса компании за последние пять лет просто удивительна.


2021 год: двойной турбонаддув и отказ от MGU-H?

Журналисты немецкого Auto Motor und Sport приоткрыли завесу над будущим моторов Формулы 1, начиная с 2021 года. Это будущее обсуждалось на встрече мотористов 31 марта, и некоторые подробности мы уже публиковали. В частности, одна из главных идей – отказ от системы MGU-H, самой сложной и самой дорогой в современных силовых установках. К тому же, именно из-за неё современные моторы стали значительно тише.

Однако нельзя просто отказаться от одной из составляющих силовых установок – это приведёт к заметному падению мощности, а этого мотористы хотели бы избежать. На встрече не раз подчёркивалось, что сами по себе современные двигатели очень неплохие. Так, Жан Тодт в очередной раз подчеркнул, что мотористам удалось добиться уникальных характеристик – мощность современных моторов находится в диапазоне 900-1000 л.с., при том, что потребление топлива сократилось на 30%.

Вопрос лишь в том, какой ценой достигнуты такие результаты. В условиях, когда чемпионат пытается обуздать расходы, на силовые установки тратятся сотни миллионов долларов. Так, представители Honda заявили, что попытка сократить траты при помощи ограничений на число установок на сезон фактически привела к росту расходов, а не к их снижению. Начиная с 2018 года, команды должны будут использовать всего три силовые установки на сезон, но стоить они будут очень дорого.

Быть может, наиболее важный момент встречи – смена философии в определении параметров будущего мотора. В последние годы Формула 1 двигалась в сторону передовых технологий, которые используются или могут быть использованы на серийных двигателях. Считалось, что это привлечёт в чемпионат новых автопроизводителей, которые будут использовать Формулу 1 как лабораторию в своих разработках.

Однако спортивный директор чемпионата Росс Браун заявил, что такая стратегия ошибочна. По его словам, машины Формулы 1 слишком далеки от серийных вследствие большого сопротивления воздуха из-за открытых колёс, а также значительно большего влияния аэродинамики. В связи с этим, использовать при определении формулы двигателя те же подходы, что для серийных машин, в Формуле 1 бессмысленно.

Точная архитектура нового двигателя пока не определена, участники получили два месяца для выработки своих предложений. Но наиболее перспективным выглядит предложение использовать силовые установки без MGU-H, но с двойной турбиной и гораздо более мощной MGU-K (фактически KERS).

Чтобы избежать нового витка роста расходов, батареи и турбокомпрессоры предлагается использовать одинаковые для всех. Тем не менее, новая система кинетической рекуперации должна дать прибавку в мощности до 300 л. с. Правда, такой рост приведёт к тому, что суммарная мощность силовой установки превысит 1000 л.с., тогда как современные стенды для испытаний двигателей ограничены именно этим числом. Тем не менее, постройка новых испытательных стендов обойдётся производителям в меньшую сумму, чем MGU-H.

Тото Вольфф предложил ориентироваться на соотношение веса и мощности, которого достигли в MotoGP. В этом случае, при текущей массе шасси, мощность двигателей Формулы 1 должна вырасти до примерно 1225 л.с. Либо сами машины должны стать легче.

Двигатель с турбонаддувом от Subaru вновь признан лучшим по версии WardsAuto World

2.0-литровый горизонтально-оппозитный двигатель SUBARU BOXER с турбонаддувом второй год подряд стал победителем американской премии «10 лучших двигателей» по версии авторитетного автомобильного журнала Ward’s. Такой двигатель устанавливается на текущем поколении Subaru WRX. Победителей 2015 года выбирали среди 31 номинанта. По правилам конкурса автомобили, принимающие участие, должны быть новинками и официально продаваться на рынке в США. Номинаций по классам в конкурсе нет, и, по традиции, десятка лучших не делит места, а представляет собой список двигателей в алфавитном порядке.

Subaru получает эту престижную награду уже в пятый раз. Ранее победителями становились: 2.5-литровый двигатель с турбонаддувом (устанавливался на WRX STI, WRX, Forester и Legacy 2004 -2010 годов) и 2.0-литровый бензиновый двигатель серии FA20, построенный специально для модели BRZ.

2.0-литровый 4-цилиндровый двигатель Subaru BOXER, который устанавливается на модели WRX, оснащен системой непосредственного впрыска топлива с высокой степенью сжатия, активной системой управления клапанами, турбонагнетателем с двойной улиткой и интеркулером, что повышает его отдачу и снижает расход топлива. Максимальная мощность в 268 л. с. достигается при 5600 об/мин, а пиковый крутящий момент – 350 Н*м – в диапазоне 2000–5200 об/мин.

  • Тип: горизонтально-оппозитный, 4-цилиндровый, 16-клапанный бензиновый двигатель DOHC с турбонаддувом
  • Система подачи топлива: система непосредственного впрыска топлива
  • Активная система управления клапанами на впуске и выпуске (Dual AVCS)
  • Турбонагнетатель с двойной улиткой (twin scroll)
  • Объем: 1998 см³
  • Диаметр цилиндра/ход поршня: 86 X 86 мм
  • Степень сжатия 10.6:1
  • Максимальное давление наддува: 110 кПа
  • Максимальная мощность: 197 кВт (268 л.с.) при 5600 об/мин
  • Максимальный крутящий момент (Нм (кгс-м) при об/мин): 350(35.7)/2,400-5,200
  • Вид топлива: бензин, 95 RON

Lexus представляет новое поколение флагманского седана LS

— Принципиально новый дизайн, объединяющий силуэт спортивного купе и простор престижного седана

— Новая платформа для непревзойденной маневренности и комфорта LS

— Новый двигатель V6 с двойным турбонаддувом мощностью 310 кВт/415 л. с.

— 10-ступенчатая автоматическая коробка передач

— Новый уровень роскоши в каждой детали

— Интерьер в духе традиционной японской эстетики

БОЛЕЕ СМЕЛЫЙ ДИЗАЙН: ДЛИННЕЕ, НИЖЕ, ПРОСТОРНЕЕ

Более длинный и низкий по сравнению с предыдущим седаном, новый LS отличается смелым дизайном и обладает силуэтом спортивного купе. Новая глобальная платформа GA—L с приводом на заднюю ось, созданная для премиальных легковых автомобилей, дарит водителю новые ощущения от управления. Эта удлиненная версия платформы, на которой построено купе Lexus LC 500, обеспечивает великолепную динамику и повышенный комфорт на дороге, которым традиционно славится бренд Lexus.

Lexus LS первого поколения вызвал всеобщее одобрение, поскольку не просто усовершенствовал то, что предлагали в то время известные премиальные автомобильные бренды, а предвосхитил ожидания покупателей автомобилей премиум-класса. Подобно ему, просторный салон, уникальная внутренняя отделка и потрясающие технологии седана LS 2018 модельного года вновь удивят покупателей, изменив их ожидания в отношении глобального флагманского седана.

«Мы поставили перед собой амбициозные цели и решительно двигались к их достижению, — сказал главный инженер Т. Асахи. — Покупатели, которые захотят приобрести флагманский автомобиль Lexus, невероятно взыскательны. Они окружены роскошью и умеют отличать по-настоящему уникальные вещи. Мы бы не смогли привлечь их внимание обычным премиальным продуктом».

ПЕРЕРОЖДЕНИЕ ФЛАГМАНА

Подобно тому как первое поколение LS положило начало Lexus, новый LS 2018 модельного года задает бренду более динамичное направление развития. Каждое поколение LS по-своему стремится к повышенной роскоши, мастерству исполнения, динамике и безопасности. А новейшее из них также демонстрирует гораздо более выразительный дизайн наряду с превосходными ходовыми характеристиками.

Для разработки нового LS Lexus решил начать все сначала, полностью пересмотрев представление о том, каким должен быть флагманский седан — точь-в-точь, как при запуске бренда. Целью было не улучшить то, что бренд уже создал, а превзойти ожидания премиальных покупателей по всему миру.

В новом поколении LS, как и во всех предыдущих, прослеживается философия японского гостеприимства омотенаши. Применительно к автомобилю представительского класса, это означает заботу о водителе и пассажирах, предвосхищение их потребностей, внимание к их комфорту и защиту от потенциальных опасностей.

ДИНАМИКА АВТОМОБИЛЯ

Водителям премиальных седанов больше чем когда-либо прежде требуется повышенная маневренность и динамика без ущерба для комфорта. Это одно из тех сочетаний, достичь которых сложнее всего. Однако новая глобальная платформа Lexus для премиальных автомобилей (GA—L) безупречно справилась с этой задачей. Она дебютировала на купе LC 500 и теперь, имея удлиненную колесную базу, легла в основу нового седана LS. Для увеличения высоты центра тяжести и улучшения распределения веса новый седан LS предлагается только в версии с удлиненной колесной базой.

Платформа GA-L — самая устойчивая за всю историю Lexus — обеспечивает лучшее вождение, плавность хода и тишину в салоне. 3125-миллиметровая колесная база на 35 мм длиннее по сравнению с нынешней моделью LS с удлиненной колесной базой.

Непревзойденную плавность хода и управляемость в новом LS обеспечивает технология управления ходовой частью последнего поколения под названием «Система интегрированного управления динамикой автомобиля» (VDIM). Эта система осуществляет совмещенное управление всеми подсистемами автомобиля (системой торможения, рулевым механизмом, трансмиссией и подвеской), контролируя основные продольные, горизонтальные и вертикальные перемещения наряду с поворотами вокруг вертикальной оси, поперечным вращением и продольными колебаниями. Оптимальное управление этими движениями помогает обеспечить исключительный комфорт во время поездки, лучшую силу сцепления, безопасность и маневренность. Управляемость улучшена благодаря активным стабилизаторам и системе динамического управления Lexus (LDH) с независимым рулевым управлением передними и задними колесами. Система VDIM позволяет обеспечить стабильность при передвижении автомобиля по таким неоднородным в отношении сцепления дорожным поверхностям, как сухое асфальтовое покрытие и лед.

При разработке нового LS инженеры использовали облегченные материалы, в том числе, сверхпрочные на растяжение стальные листы и алюминий, для того, чтобы убрать более 90 кг веса по сравнению с текущим LS. Такая экономия наряду с использованием нового двигателя V6 и усиленной жесткостью кузова дарит удовольствие от более динамичного вождения.

Новая платформа смещает центр тяжести автомобиля ниже, располагая большую часть массы (включая двигатель и пассажиров) более централизованно и ниже относительно ходовой части. Кроме того, она оптимизирует расположение центра тяжести, что имеет важное значение для ходовых характеристик. Специальные соединительные скобы в отсеке двигателя, крепкие алюминиевые стойки подвески спереди и сзади и прочие особенности конструкции помогают усилить основные составляющие ходовой части.

Несмотря на то, что LS уже успел прославиться своей превосходной подвеской, бренд Lexus обнаружил в этой области новые возможности для усовершенствования. Например, в многорычажной подвеске используются двойные шаровые шарниры на верхнем и нижнем рычагах, чтобы водитель мог управлять мельчайшими перемещениями при любых дорожных условиях. Помимо разделения рабочей нагрузки, компоновка на основе двойных шаровых шарниров помогает оптимизировать геометрию подвески, чтобы увеличить контроль руля и добиться более точной управляемости за счет повышения исходного усилия. В подвеске широко использован алюминий, что позволило уменьшить массу неподрессоренных частей и, тем самым, улучшить маневренность и ездовой комфорт.

ПЕРЕОСМЫСЛЕНИЕ ДИНАМИКИ И ПЛАВНОСТИ ХОДА: ДВИГАТЕЛЬ V6С ДВОЙНЫМ ТУРБОНАДДУВОМ И 10-СТУПЕНЧАТАЯ КОРОБКА ПЕРЕДАЧ

Чтобы обеспечить высокую мощность и превосходную эффективность расхода топлива, бренд Lexus разработал новый двигатель V6 объемом 3,5 л с двойным турбонаддувом. Он был создан с помощью фирменной технологии F1 специально для нового седана LS. Новый двигатель предлагает мощность уровня V8 без ущерба топливной экономичности — и все это при минимизации уровня шума и колебаний. Новый двигатель V6 обеспечивает именно ту мощность, которую все ожидают от флагманского седана: 310 кВт/415 л.с. и крутящий момент 600 Нм — весомые преимущества по сравнению с двигателем V8, который установлен на нынешней модели LS. Длинный ход и оптимизированное отношение хода поршня к диаметру цилиндра способствуют ускоренному сгоранию и эффективной работе двойного турбонаддува, обеспечивая запланированный разгон от 0 до 100 км/ч всего за 4,5 секунды (полный привод).

Наверное, самое важное — это то, как Lexus настроил двигатель и коробку передач, чтобы они давали мгновенное ускорение и постоянное увеличение крутящего момента в направлении максимально допустимых оборотов двигателя.

Структура рамы лестничного типа в блоке цилиндров, модернизированные опоры двигателя, электрический перепускной клапан и множество других особенностей помогают обеспечить плавность работы двигателя и коробки передач, что является отличительной чертой бренда Lexus. Водитель сможет настроить реакцию и отклик двигателя и коробки передач, выбрав один из режимов: Normal, Sport или Sport+. А ощущения, схожие с ездой на спортивном автомобиле, может усилить звук выхлопной трубы.

Первая 10-ступенчатая автоматическая коробка передач для премиального седана, ранее дебютировавшая на модели Lexus LC 500, также применена и в новом флагманском седане LS. Она автоматическая, преобразует крутящий момент и имеет время работы, вполне способное конкурировать с аналогичным показателем трансмиссий с двойным сцеплением. Широкая полоса пропускания, созданная за счет десяти смежных коэффициентов, идеальна для всех видов вождения и обеспечивает оптимальную скорость при любых условиях.

Доступно переключение посредством подрулевых «лепестков», а также усовершенствованная электронная система управления, которая предугадывает команды водителя. Система выбирает идеальное передаточное число, отслеживая ускорение, торможение и поперечные нагрузки.

В начале ускорения близкие передаточные числа низких передач и сокращенное время работы дарят ритмичное и бодрящее ощущение ускорения. Высокий крутящий момент двигателя с двойным турбонаддувом идеально сочетается с более высокими передаточными числами, обеспечивая легкое и безмятежное передвижение по автомагистралям. А очень быстрое переключение на более низкие передачи дает ускорение на прямой передаче без отставания реакции по перегрузке.

Механизм блокировки преобразователя крутящего момента активируется во всех диапазонах, кроме случаев, когда при начале движения требуется непосредственное чувство дороги и, в то же время, сохранение эффективного расхода топлива.

УНИКАЛЬНЫЕ ДЕТАЛИ

«Седан LS — флагман бренда Lexus, — отметил главный дизайнер Коичи Суга. — Он полнее всех других моделей воплощает в себе историю и имидж Lexus и является символом того, что олицетворяет бренд».

Следуя философии «Yet», которая существует с момента появления первого поколения LS, бренд Lexus разработал дизайн, совмещающий простор и комфорт премиального седана со стильным силуэтом четырехдверного купе, который привлечет внимание более молодых покупателей премиум-класса.

Дизайнеры Lexus использовали все преимущества новой платформы LS с более низким профилем и длиной, не уступающей престижному седану с удлиненной колесной базой, что придает новому LS вытянутый и приземистый вид. По сравнению с нынешней моделью новое поколение LS ниже на 15 мм, а капот и багажник ниже, соответственно, примерно на 30 мм и 41 мм. Новый LS — это первый седан Lexus с шестью боковыми окнами. Также впервые в седане Lexus выполненные заподлицо окна были плавно объединены с боковыми стойками.

Чтобы сохранить внутреннюю высоту кузова при более низком профиле, в новом LS предусмотрен прозрачный люк на крыше. Уникальное оформление решетки радиатора при помощи текстуры, внешний вид которой меняется при разном освещении, является результатом интенсивной работы в САПР и ручной корректировки тысяч отдельных поверхностей.

Седан LS дебютирует на рынке с пятью вариантами дизайна колесных дисков, включая два новых: 19- и 20-дюймовые. Премиальные 20-дюймовые диски обладают сияющим видом благодаря технологии нанесения гальванического покрытия под названием «металлизация напылением». Все, кроме одного, варианты дизайна дисков имеют полую структуру обода, которая помогает уменьшить звук резонанса, создаваемый шинами.

СОВЕРШЕННЫЙ КОМФОРТ И ВДОХНОВЕНИЕ ТРАДИЦИЯМИ

Разработка новых стандартов премиального флагманского продукта заключается не только в добавлении новых характеристик. Следуя принципам омотенаши, бренд Lexus стремилась наполнить салон нового LS роскошью, которая бы радушно встречала и окутывала пассажиров наравне с водителем.

«Я представлял, что вы просто откроете дверь и сразу же интуитивно почувствуете, что перед вами предстал интерьер, абсолютно отличающийся от других автомобилей представительского класса», — рассказал главный дизайнер К. Суга.

Новая конструкция кресел, включающий 28 режимов управления передними сидениями, среди которых подогрев, охлаждение и массаж, отлично иллюстрирует этот подход. Для сохранения принципа «управления с места» органично встроенная панель содержит информационные дисплеи, расположенные на одной высоте, что дает водителю возможность управлять всеми системами без необходимости менять положение тела.

Сделав новую модель LS еще более удобной для водителей, бренд Lexus также уделил внимание заднему сиденью. Он разработал дизайн, который обеспечивает плавный, обволакивающий и непрерывный переход между элементами внутренней отделки салона и спинками кресел для удобства высадки пассажиров.

Опции подогрева, охлаждения и массажа создают на заднем сидении чрезвычайно приятную атмосферу. На переднем и заднем сиденьях доступен точечный массаж («Шиацу»), а выдвигающаяся подставка для ног, как часть расширенного эксклюзивного пакета функций для пассажиров заднего сиденья, предоставляет столько свободного пространства для ног, сколько не было ни у одной модели LS прошлых поколений. Кроме того, в рамках этого дополнительного пакета сиденье позади переднего пассажира можно наклонить до 48 градусов и поднять до 24 градусов, чтобы облегчить пассажиру заднего сидения комфортную высадку из автомобиля.

Поскольку новый LS ниже, чем его предыдущие версии, Lexus впервые оснастила установленную пневматическую подвеску функцией доступа. Режим доступа, активируемый при разблокировании машины смарт-ключом, автоматически поднимает автомобиль и открывает валики спинки сиденья, приветствуя водителя, который садится за руль.

ТАНДЕМ ТРАДИЦИЙ И ТЕХНОЛОГИЙ

Освещение и внимание к деталям отражает уникальную эстетику седана LS. Новый подход к созданию элементов внутренней отделки вновь перекликается с японской культурой, соединяя традиционную японскую эстетику и современные технологии производства. Это находит свое отражение в знаковых деталях, например, в прекрасной подсветке салона, вдохновленной японскими фонариками, и подлокотниках, которые выдвигаются рядом с дверной панелью.

В пятом поколении LS также можно заметить новые, вдохновленные древесными узорами шимамоку детали, представляющие собой художественное сочетание натурального дерева, изысканного японского шпона и применения технологии лазерной резки. В число новых узоров входят: Art Wood/Organic, Art Wood/Herringbone и Laser Cut Special. В отличие от прямослойного узора шимамоку, косослойный узор в новом седане LS больше по размеру и содержит более выразительные контрасты между светлыми и темными оттенками, что делает его внешний вид более ярким.

ЗВУКИ ТИШИНЫ… ИЛИ ОТЛИЧНАЯ МУЗЫКА

Lexus настроил систему выхлопов LS так, чтобы она звучала солиднее, и, вместе с тем, оборудовал салон таким образом, чтобы обеспечить тишину во время поездки. Новые методы шумоподавления делают салон автомобиля еще более тихим, чем в предыдущих моделях LS. Система активного подавления шума (Active Noise Control) дополнительно обеспечивает тишину в салоне, распознавая звук двигателя и подавляя его определенные частоты при помощи противофазного звука из аудиоколонок.

Безмятежная тишина в салоне седана LS открывает возможности для стандартной аудиосистемы премиум-класса или систему объемного звучания Mark Levinson со встроенными в крышу колонками, который оценят любители качественной звуковой аппаратуры. Система отличается более дружелюбным интерфейсом. Новое поколение интерфейса дистанционного управления RTI имитирует принципы работы смартфона и поддерживает рукописный ввод. Помимо навигационного дисплея шириной 12,3 дюйма, в LS можно опционально установить большой цветной проецирующий информацию на лобовое стекло дисплей, который будет передавать водителю различные данные.

ПЕРЕДОВЫЕ СИСТЕМЫ БЕЗОПАСНОСТИ

В конструктивном плане новое поколение LS обеспечивает высокую степень пассивной безопасности, защищая пассажиров в случае столкновений. Кроме того, Lexus оборудовал LS технологическими решениями, которые призваны помочь предотвратить аварии или уменьшить их последствия.

ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ МОДЕЛИ LEXUS LS2018 МОДЕЛЬНОГО ГОДА

Тип автомобиля:Полноразмерный премиальный седан представительского класса
Двигатель:V6, 3,5 л, непосредственный впрыск топлива, двойной турбонаддув
Коробка передач:10-ступенчатая автоматическая
Общая мощность:310 кВт/415 л.с.
Крутящий момент:600 Нм
Колесная база:3125 мм
Габаритная длина:5235 мм
Высота:1450 мм
Ширина:1900 мм
Колесные диски:19- или 20-дюймовые

BMW показала на публике универсал 3-й серии

Немецкий производитель BMW провел на автосалоне в Лейпциге публичную мировую премьеру пятого поколения универсалов 3-й серии, которые должны конкурировать с Audi A4 Avant и пятидверными Mercedes-Benz C-class. Универсалы построены на новой платформе «трешки» и отличаются от вышедших на рынок весной седанов дизайном задней части кузова, салоном и выбором двигателей.

Универсалы, которые баварцы традиционно обозначают Touring, выйдут на рынок в достаточно мощных версиях только с тремя моторами. Четырехцилиндровые 328i Touring (бензин, рабочий объем 1997 куб. см., двойной турбонаддув, 245 л.с., 350 Нм) и 320d Touring (дизель, 1995 куб. см, битурбо, 184 л.с., 380 Нм) будут комплектоваться 6-ступенчатой ручной коробкой передач. Для версии 330d Touring с шестицилиндровым дизельным мотором, которого пока нет на седанах (битурбо, 258 л.с., 560 Нм), «в базе» предназначена 8-ступенчатая автоматическая коробка передач и система start-stop. Универсал 328i Touring разгоняется до 100 км/ч за 6,0 сек, 320d — за 7,7 с, 330d — за 5,6 с. Максимальная скорость машины с четырехцилиндровым дизелем — 230 км/ч, у более мощных версий она принудительно ограничена на 250 км/ч.

База нового поколения универсалов 3-й серии аналогична седанам. Относительно предыдущего поколения универсалов она увеличилась на 50 мм до 2810 мм. Колея передних колес выросла на 37 мм (1543 мм), а задних — на 48 мм (1583мм). Общая длина машины больше прежней пятидверки на 97 мм (4617 мм), при этом универсал получился даже чуть короче нового поколения седана (-7 мм).

Объем багажного отделения нового универсала увеличился относительно предшественника до 495 л (+35 л), с полностью разложенным задним рядом сидений объем получается 1500 л (+115 л). Спинку заднего дивана можно убирать по частям в пропорции 40/20/40. В базе универсалы оснащаются электроприводом с дистанционным управлением задней дверью с брелка. Есть возможность заказать опцию Smart Opener, при которой багажник открывается от перемещения ноги под задним бампером. Заднее стекло открывается независимо от двери.

Продажи универсалов в Европе начнутся осенью 2012 г. К концу года для машин обещают новые варианты моторов и полноприводную трансмиссию xDrive.

Как это работает: двигатели с двойным наддувом

Breadcrumb Trail Links

  1. Как это работает

Добавление воздуха помогает автопроизводителям соответствовать стандартам топливной экономичности

Автор статьи:

Jil McIntosh Twin-Charge сочетает в себе турбокомпрессор и нагнетатель на двигателе Фото Volvo

Содержание статьи

Проектирование любого двигателя всегда было сложной задачей для автопроизводителей, но становится все труднее, когда они пытаются сбалансировать стандарты топливной эффективности, которые они должны соблюдать, с характеристиками, которые хотят покупатели.

Объявление

Это объявление еще не загружено, но ваша статья продолжается ниже.

Содержание статьи

Многие добавляют турбокомпрессоры к двигателям меньшего объема, чтобы получить от них больше мощности. Но некоторые идут дальше с двойной зарядкой, добавляя нагнетатель вместе с турбонаддувом. (Обратите внимание, что двойной наддув — это не то же самое, что твин-турбо или би-турбо, что указывает на два турбокомпрессора.) Lancia, Nissan и Volkswagen были одними из первых, кто использовал комбинацию, начиная с 1980-х годов, но это не очень распространено. Cегодня.Среди тех, кто до сих пор его использует, — Volvo, у которой двигатель с двойным наддувом доступен во многих моделях своей линейки.

И турбокомпрессоры, и нагнетатели представляют собой воздушные насосы, которые сжимают воздух и нагнетают его в двигатель. Эта система называется принудительной подачей воздуха. Разница между ними заключается в том, как они питаются, что, в свою очередь, влияет на то, как двигатель на них реагирует.

Объявление

Это объявление еще не загружено, но ваша статья продолжается ниже.

Содержание статьи

Двигатели сжигают бензин, но только после того, как он превратился в пар в результате смешивания с воздухом. То, что многие называют педалью «газа», более точно можно назвать «воздушной» педалью. Когда вы опускаете ногу, двигатель втягивает больше воздуха. Затем датчики определяют его количество и дают команду топливной системе добавить соответствующее количество бензина для смешивания правильной топливовоздушной смеси.

Сжигание большего количества бензина даст больше мощности, но если смесь будет слишком богатой — слишком много газа и недостаточно воздуха — двигатель не будет работать должным образом.Добавление большего количества воздуха позволило бы получить больше топлива, но двигатель без наддува (без турбонагнетателя или нагнетателя) ограничен в том, сколько воздуха он может принять. Каждый поршень создает вакуум, когда он движется вниз в своем цилиндре, и воздух устремляется внутрь. заполните эту пустоту, но это при атмосферном давлении. Когда воздух нагнетается под давлением — работа этих нагнетателей — может быть доставлено больше топлива, и двигатель развивает большую мощность.

Объявление

Это объявление еще не загружено, но ваша статья продолжается ниже.

Содержание статьи

Турбокомпрессор приводится в действие выхлопными газами двигателя. Одна сторона расположена у выпускного коллектора, через который удаляются отработанные газы, а другая — у входа, куда поступает свежий воздух. Внутри турбонагнетателя находятся два небольших вентилятора, соединенных валом. Когда выхлопные газы проходят через турбину, они вращают один из вентиляторов, называемый турбиной. Вал крутится, крутится второй вентилятор, называемый компрессором. Этот вентилятор всасывает свежий воздух, нагнетает его и нагнетает в двигатель.

  1. Как это работает: турбонаддув

  2. Как это работает: тестирование топливной экономичности

Нагнетатель работает аналогично: он сжимает воздух и нагнетает его в двигатель, но его вентилятор приводится в движение двигателем. У нагнетателя есть приводная шестерня и шкив, которые ремнем соединены с коленчатым валом двигателя. Когда коленчатый вал вращается, вращается и компрессионный вентилятор нагнетателя. Также возможно приводить в действие нагнетатель от коленчатого вала с помощью шестерен, а не ремня, но это в основном используется на гоночных двигателях.

Объявление

Это объявление еще не загружено, но ваша статья продолжается ниже.

Содержание

Сжимаемый воздух нагревается, но холодный воздух более насыщен кислородом и обеспечивает лучшее сгорание при воспламенении топливной смеси. Автопроизводители добавляют теплообменник, называемый промежуточным охладителем, который снижает температуру воздуха перед его поступлением в двигатель.

На каждый плюс любой системы приточного воздуха, конечно же, есть минус.Нагнетатель обеспечивает наддув почти сразу, но двигатель использует часть своей энергии для приведения в движение агрегата, что называется паразитными потерями. Для турбокомпрессоров это отставание: как только вы нажимаете на дроссельную заслонку, выхлопу требуется время, чтобы раскрутить вентилятор турбины до достаточной скорости.

Один из способов обойти турбо-задержку — установить два турбокомпрессора: маленький, который раскручивается быстрее, и более крупный, который обеспечивает большую мощность на более высоких скоростях. Двойная зарядка делает то же самое. Нагнетатель срабатывает сразу, чтобы обеспечить начальный прирост мощности, а затем, когда его производительность выравнивается, турбокомпрессор вращается и делает свое дело.Вместе их комбинированные характеристики обеспечивают плавную передачу мощности в широком диапазоне оборотов двигателя.

Объявление

Это объявление еще не загружено, но ваша статья продолжается ниже.

Содержание статьи

Так почему же больше двигателей не имеют двойного наддува? Быстрый ответ заключается в том, что, хотя он работает хорошо, он сложен, и это, конечно, увеличивает его цену. Автопроизводители с большей вероятностью будут использовать двойные турбины или турбокомпрессоры с двойной спиралью, в которых используется специальный коллектор двигателя, который объединяет и направляет выхлопные газы из определенных цилиндров, создавая более плавный поток воздуха к вентилятору турбины.

А зачем вообще нужны турбокомпрессоры или двойной наддув? Эти системы наддува использовались почти исключительно для спортивных и мощных автомобилей из-за скорости. Сегодня автопроизводители устанавливают их на двигатели малого рабочего объема, чтобы соответствовать более строгим стандартам экономии топлива. Этот двигатель меньшего размера по своей природе потребляет больше топлива, чем более крупный, но когда требуется мощность, для ее обеспечения начинает работать система принудительной подачи воздуха — например, четырехцилиндровый выглядит как шестицилиндровый. Но помните, что когда вы добавляете больше воздуха, вы также добавляете больше топлива.Он все равно будет использовать меньше бензина, чем если бы у вас был двигатель большего размера под капотом, но будь то нагнетатель или турбокомпрессор, быстрая работа всегда сопряжена с расходами.

Поделитесь этой статьей в своей социальной сети

Подпишитесь, чтобы получать информационный бюллетень Driving.ca Blind-Spot Monitor по средам и субботам

Нажимая на кнопку подписки, вы соглашаетесь на получение вышеуказанного информационного бюллетеня от Postmedia Network Inc. откажитесь от подписки в любое время, нажав на ссылку отказа от подписки внизу наших писем.Postmedia Network Inc. | 365 Bloor Street East, Торонто, Онтарио, M4W 3L4 | 416-383-2300

Спасибо за регистрацию!

Приветственное письмо уже готово. Если вы его не видите, проверьте папку нежелательной почты.

Следующий выпуск «Монитора слепых зон» Driving.ca скоро будет в вашем почтовом ящике.

Комментарии

Postmedia стремится поддерживать живой, но гражданский форум для обсуждения и поощрять всех читателей делиться своим мнением о наших статьях.На модерацию комментариев может потребоваться до часа, прежде чем они появятся на сайте. Мы просим вас, чтобы ваши комментарии были актуальными и уважительными. Мы включили уведомления по электронной почте — теперь вы получите электронное письмо, если получите ответ на свой комментарий, есть обновление в цепочке комментариев, на которую вы подписаны, или если пользователь, на которого вы подписаны, комментарии. Посетите наши Принципы сообщества для получения дополнительной информации и подробностей о том, как изменить настройки электронной почты.

BorgWarner представляет турбокомпрессор с двойной улиткой для бензиновых двигателей

  • Новый турбокомпрессор обеспечивает более быстрое время отклика двигателя для легковых автомобилей за счет улучшения переходных характеристик.
  • Ступень турбины с двумя улитками обеспечивает полное разделение пульсаций выхлопных газов, позволяя турбинному колесу использовать большее количество энергии импульсов выхлопных газов.

Оберн-Хиллз, Мичиган, 6 сентября 2018 г. — Компания BorgWarner разработала турбокомпрессор с двойной спиралью, специально разработанный для бензиновых двигателей легковых автомобилей с агрессивными целями переходных процессов. Новый турбонагнетатель компании обеспечивает заметно более быстрое время отклика двигателя при разгоне с низких скоростей.Геометрия с двойной спиральной камерой позволяет полностью разделить пульсации выхлопных газов двигателя, поэтому на турбинное колесо поступает больше энергии выхлопных газов по сравнению с традиционными турбокомпрессорами с двойной спиралью. Турбокомпрессор с двойной спиральной камерой, дополняющий обширный портфель продуктов BorgWarner для форсирования двигателей, представляет собой новое решение для повышения производительности малотоннажных автомобилей с бензиновым двигателем, которое помогает производителям оригинального оборудования (OEM) достичь своих индивидуальных целей.

«Непревзойденная история и опыт BorgWarner в создании передовых технологий форсирования двигателей позволяют нам применять системный подход к разработке технологий, а также поддерживать наших клиентов в выборе правильного решения для турбонаддува», — сказал Робин Кендрик, президент и генеральный директор BorgWarner Turbo Systems.«Наша команда инженеров осознала, что турбонагнетатель с двойной спиральной камерой может обеспечить более быстрое время отклика двигателя для автомобилей малой грузоподъемности, требующих превосходных переходных характеристик. Мы рады представить это новое решение на рынке ».

Турбокомпрессор, состоящий из турбины и компрессора, работает за счет использования энергии, обычно расходуемой впустую в высокотемпературном потоке выхлопных газов под высоким давлением из двигателя, а затем преобразует эту энергию в сжатый или «нагнетаемый» воздух для питания двигателя.Ступень турбины с двойной спиралью направляет выхлопной поток через две отдельные спиральные части (окружные проходы) корпуса турбины, каждая из которых передает пульсации выхлопных газов непосредственно в половину рабочего колеса турбины.

Традиционные турбокомпрессоры с двойной спиралью поддерживают разделение потока выхлопных газов на турбинное колесо за счет добавления перегородки к корпусу турбины, создавая «бок о бок» расположение каналов для потока выхлопных газов. Однако эти конструкции требуют, чтобы выхлопной поток из двух каналов попадал в меньший общий канал потока непосредственно перед входом в рабочее колесо турбины.Общий канал допускает некоторую утечку выхлопного потока и энергии пульсации между двумя сторонами, что приводит к потере энергии, доступной для турбинного колеса.

За счет исключения этого общего канала потока и полного разделения каналов, ступень турбины BorgWarner с двойной спиралью способна улавливать больше энергии пульсации выхлопных газов, чем турбины с двойной спиралью. На низких оборотах двигателя, когда между импульсами выхлопных газов больше периодов времени, а поток выхлопных газов более изменчив, способность использовать энергию пульсаций от двигателя представляет собой значительное увеличение энергии, доступной для привода турбинного колеса, по сравнению с потоком выхлопных газов. только энергия.Это увеличение использования энергии турбины при низких оборотах двигателя является ключом к обеспечению превосходной реакции наддува турбокомпрессора и достижению целей быстрой реакции двигателя в современных двигателях с турбонаддувом.

До нового решения BorgWarner турбокомпрессоры с двойной спиралью использовались в дизельных двигателях коммерческих автомобилей в ограниченном количестве. Компания BorgWarner начала разработку этого нового поколения технологий турбонаддува с двойной спиралью для бензиновых двигателей в 2012 году и в настоящее время совместно с OEM-производителем производит полноразмерный пикап — свой первый турбокомпрессор с двойной спиралью для рынка легковых автомобилей.Компания поставляет технологии форсирования двигателей из своего обширного и постоянно растущего портфеля почти каждому OEM-производителю во всем мире. BorgWarner, лидер в области экологически чистых и эффективных силовых установок для двигателей внутреннего сгорания, гибридных и электромобилей, также разрабатывает свою продукцию в соответствии со все более строгими глобальными нормами по выбросам.

Турбокомпрессоры Twin-scroll — x-engineer.org

Турбонаддув — это наиболее часто используемая технология наддува в двигателях внутреннего сгорания (ДВС) для принудительной подачи всасываемого воздуха.При турбонаддуве энергия выхлопных газов используется для увеличения количества поступающего воздуха. Турбонаддув считается старейшей технологией рекуперации тепла , используемой в двигателях внутреннего сгорания.

Название « turbo » дано из-за использования турбины , которая использует тепловую и кинетическую энергию выхлопных газов для вращения компрессора всасываемого воздуха. Выхлопные газы расширяются в турбину, которая приводит в действие компрессор, который сжимает всасываемый воздух, увеличивая его плотность.

Подробнее о технологии наддува и конструкции турбонагнетателя читайте в статьях:

Процесс выпуска отработавших газов

Большинству двигателей внутреннего сгорания, используемых в дорожных транспортных средствах, требуется 4 хода поршня для полного цикла двигателя. Во время процесса выпуска отработавшие газы удаляются из цилиндра, чтобы освободить место для свежего всасываемого воздуха и топлива для нового цикла сгорания.

Полный обзор циклов двигателя см. В статье Как работает двигатель внутреннего сгорания.

Такт выпуска двигателя внутреннего сгорания

Полный процесс выпуска отработавших газов можно разделить на 3 основные фазы:

  • продувка
  • рабочий объем (ход)
  • перекрытие (продувка)

фаза продувки

Выпускной клапан открывается до того, как поршень достигнет нижней мертвой точки (НМТ). Технически выпускной клапан открывается в конце рабочего хода, когда на поршень толкают расширяющиеся газы (сгорание).

Когда выпускной клапан открывается (угол поворота коленчатого вала около 50 ° до НМТ), давление в цилиндре все еще высокое, около 4 бар, а температура около 700 ° C. Из-за большой разницы давлений между цилиндром и выпускным коллектором, когда выпускной клапан открывается, сгоревшие газы начинают быстро течь в коллектор.

Изображение: диаграмма давление-объем (pV) для типичного 4-тактного ДВС

S — ход поршня
V c — зазорный объем
V d — смещенный (рабочий) объем
p 0 — атмосферное давление
W — работа
ВМТ — верхняя мертвая точка
НМТ — нижняя мертвая точка
IV — впускной клапан
EV — выпускной клапан
IVO — открытие впускного клапана
IVC — закрытие впускного клапана
EVO — открытие выпускного клапана
EVC — закрытие выпускного клапана
IGN (INJ) — зажигание (впрыск)

Таким образом, главное преимущество открытия выпускного клапана до BDC заключается в том, что выхлопные газы будут выходить из цилиндра из-за разницы давлений, и поршню придется использовать меньше энергии для толкания оставшиеся газы из цилиндра (во время хода выпускного поршня).

Фаза продувки вызовет быстрое повышение давления газа в выпускном коллекторе с последующим быстрым снижением из-за уравнивания давлений между цилиндром и коллектором.

Рабочий объем (ход)

Такт выпуска происходит, когда поршень перемещается из НМТ в верхнюю мертвую точку (ВМТ). Во время этой фазы поток газа регулируется (смещается) движением поршня. На этом этапе давление газа в коллекторе немного выше атмосферного давления (для двигателей без наддува) или давления на входе в турбину (для двигателей с турбонаддувом).

Полное закрытие выпускного клапана происходит примерно при 40 ° после ВМТ.

Перекрытие (продувка)

Поскольку впускной клапан открывается до ВМТ, а выпускной клапан закрывается после ВМТ, существует небольшой период, в течение которого оба клапана открыты (перекрываются). Эта фаза может длиться от 20 до 50 ° вращения коленчатого вала, в зависимости от двигателя.

Существует оптимальный период перекрытия клапанов, в течение которого объемный КПД и среднее эффективное давление двигателя могут быть увеличены.Кроме того, для двигателей с турбонаддувом и непосредственным впрыском увеличенный период перекрытия способствует продувке . Это означает, что свежий всасываемый воздух проходит через цилиндр в выпускной коллектор, удаляя все оставшиеся сгоревшие газы из цилиндра. Эффект продувки имеет несколько преимуществ для двигателя, главными из которых являются улучшенный объемный КПД и охлаждение цилиндра (что обеспечивает более высокую степень сжатия и, следовательно, более высокое среднее эффективное давление).

Изображение: волна давления выхлопных газов

Давление выхлопных газов (p например, ) достигает пика во время фазы продувки.Давление газа перемещается по выпускному коллектору в виде волны . Когда волна проходит, это вызывает падение давления после пика, которое может быть ниже, чем давление на входе в турбину (стр. T ) (при условии, что оно постоянное).

Изображение: синхронизация хода выхлопа (4 цилиндра)

Например, для 4-цилиндрового двигателя с порядком включения 1-3-4-2 импульсы выхлопных газов для цилиндров 1 и 3 перекрываются. То же самое происходит с каждым импульсом выхлопных газов двух последовательно работающих цилиндров.

Когда все выпускные отверстия цилиндров подключены к общему выпускному коллектору , между цилиндрами будет помех давления , что приведет к общему падению давления выхлопных газов и потере кинетической энергии. Разделив перекрывающиеся цилиндры на отдельные витки (трубы, воздуховоды), можно избежать воздействия давления.

В идеале, чтобы максимально использовать давление выхлопных газов и тепловую энергию в турбине, не должно быть помех давления в выпускном коллекторе.

Воздействие турбонагнетателей на двигатели

Энергия газа, которая теряется в выхлопе (без турбонаддува), составляет примерно 30-40% от общей энергии, выделяемой при сгорании. При турбонаддуве часть этой энергии восстанавливается и используется для сжатия всасываемого воздуха.

Во время рабочего хода, когда выпускной клапан открывается (до НМТ), процесс сгорания будет продолжаться также в выпускном коллекторе. Сгоревшие газы будут расширяться на дальше в турбине, заставляя ее вращаться и приводить в движение колесо компрессора через вал турбонагнетателя.

Турбонаддув использует два типа энергии выхлопных газов (которая была бы потрачена впустую в двигателе без наддува):

  • кинетическая энергия (определяемая волнами давления)
  • тепловая энергия (определяемая расширением газ в турбине)

Введение турбонагнетателя также будет действовать как ограничение для потока выхлопных газов, что вызовет образование противодавления в выпускном коллекторе.Противодавление заставит поршень потреблять больше энергии для вытеснения сгоревших газов из цилиндра.

Если противодавление слишком велико, существует риск обратного потока , который означает, что выхлопные газы будут течь обратно в цилиндр и впускной коллектор, уменьшая объемный КПД и общую производительность двигателя.

Турбокомпрессор также оказывает значительное влияние на переходную характеристику двигателя (ускорение). Выходная мощность двигателя напрямую зависит от массы всасываемого воздуха.В двигателе с турбонаддувом, чтобы быстро увеличить воздушную массу в цилиндрах, турбина должна ускоряться и приводить в действие компрессор. Чем больше момент инерции массы турбины + вала + компрессора, тем больше времени требуется для разгона ( турбо-лаг ).

С другой стороны, использование небольшой турбины, которая может ускоряться быстрее, вызовет проблемы при более высоких оборотах двигателя и нагрузках из-за того, что, если будет дросселировать выхлоп , неспособный поглощать большой поток выхлопных газов.Поэтому процесс согласования турбокомпрессора с двигателем очень сложен и требует учета множества факторов.

Изображение: ECOTEC 2.8 V6 с турбонагнетателем с двойной спиралью
Кредит: Opel

Типы турбонагнетателей

Архитектура выпускного коллектора играет очень важную роль в производительности турбокомпрессора с точки зрения эффективности и времени отклика ( время, необходимое для ускорения вращения). Выпускной коллектор должен быть спроектирован с учетом следующих требований:

  • : вмешательство в процесс выхлопа цилиндров должно быть минимальным, в идеале без какого-либо влияния давления между подключенными цилиндрами (во время процесса выхлопа)
  • энергия выхлопных газов должна достигать турбины с минимальными потерями
  • распределение выхлопных газов в турбину должно происходить последовательно с течением времени, чтобы обеспечить максимальную эффективность

С точки зрения энергии выхлопных газов , Существует два типа систем турбонаддува:

  • постоянного давления турбонаддув
  • импульсный турбонаддув

Турбонагнетатели постоянного давления в основном используются в дизельных двигателях легковых автомобилей.Наличие выпускных каналов для всех цилиндров, интегрированных в один и тот же компонент, дает преимущество компактной конструкции, которая может быть легко интегрирована в любой двигатель.

Турбонагнетатели постоянного давления также называют single-scroll , потому что весь поток выхлопных газов идет в турбину через общий (единственный) канал (спираль).

Изображение: Mazda MX-5 выпускной коллектор (турбокомпрессор с одной спиралью)
Кредит: Black Cat Motorsport

Система турбонаддува постоянного давления имеет общую трубу / выпускной коллектор для всех цилиндров.Выхлопные отверстия каждого цилиндра соединены с общим объемом, называемым коллектором . Таким образом, прежде чем достичь турбины, волны давления выхлопных газов от каждого цилиндра интерферируют друг с другом и гасят пики давления. Давление выхлопных газов перед турбиной будет иметь лишь небольшие колебания около постоянного значения .

Из-за интегрированной конструкции в системе наддува постоянного давления количество цилиндров двигателя не играет существенной роли.Например, с точки зрения турбонаддува поведение 4-цилиндрового двигателя с турбонаддувом будет таким же, как и для 6-цилиндрового двигателя.

Турбонагнетатели постоянного давления также называются турбокомпрессорами с одной спиралью , потому что в них используется одна общая труба (спираль) для транспортировки выхлопных газов от цилиндров к турбине.

Преимущества систем турбонаддува с одной спиралью (постоянного давления):

  • высокий КПД турбины, обеспечиваемый стабильным потоком выхлопных газов
  • хорошая производительность при высокой нагрузке (высокий поток выхлопных газов)
  • просто, легко для изготовления и рентабельности выпускного коллектора и корпуса турбины

Недостатками систем турбонаддува с одной спиралью (постоянного давления) являются:

  • более низкая энергия выхлопных газов на входе турбины
  • низкая производительность при низких и средних оборотах двигателя и нагрузка
  • низкая производительность при переходной работе двигателя (ускорение)

Изображение: турбокомпрессор с одной спиралью (RAAX)
Кредит: Continental

    компрессор
  1. корпус компрессора
  2. корпус подшипника (центральный)
  3. корпус турбины (одиночный) scroll)
  4. турбина
  5. вестгейт

Как работают турбокомпрессоры Twin-Scroll

В системе с импульсным турбонаддувом , в зависимости от количества и порядка включения цилиндров, выпускные отверстия цилиндров с турбиной соединяются разными трубопроводами.В этом случае взаимное влияние давления между цилиндрами устраняется, и волны давления (импульс с высокой пиковой частотой) распространяются до входа в турбину.

Для 4-цилиндрового двигателя с порядком зажигания 1-3-4-2 цилиндры 1 и 4 имеют общую выхлопную трубу, а цилиндры 2 и 3 имеют вторую выхлопную трубу. Обе трубы транспортируют выхлопные газы к входу в турбину. Поскольку для выхлопных газов используются две трубы, система с турбонаддувом с двойной спиралью получила название .

Изображение: Выпускной коллектор для турбокомпрессора с двойной спиралью
Кредит: SPA Turbo

Турбонагнетатель с двойной спиралью в полной мере использует импульсную энергию, что означает, что энергия выхлопных газов, доступная для преобразования в полезную работу в турбине, больше.

По сравнению с турбокомпрессором с одинарной спиралью (постоянного давления) турбокомпрессор с двойной спиралью (импульсный) имеет следующие преимущества:

  • более высокая энергия на входе турбины за счет использования волн давления (импульсная энергия)
  • хорошо производительность при низких и средних оборотах двигателя и нагрузке
  • хорошая производительность в переходных режимах работы двигателя (ускорение)

Недостатками системы турбонаддува с двойной спиралью являются:

  • низкая эффективность при высокой нагрузке двигателя и частоте вращения
  • сложный и дорогой выпускной коллектор и корпус турбины

Изображение: описание турбонагнетателя Twin-scroll
Кредит: BMW

Выхлопные потоки от двух пар цилиндров направляются в турбину через отдельные спиралевидные каналы (завитки) разный диаметр.

Большой канал (A), который соединяет выпускной канал цилиндров 2 и 3, направляет один поток отработавших газов к внешнему краю лопаток турбины, помогая турбонагнетателю вращаться быстрее.

Меньший канал (B), который соединяет выхлоп цилиндров 1 и 4, направляет другой поток выхлопных газов к внутренним поверхностям лопаток турбины, улучшая реакцию турбокомпрессора во время переходных режимов (ускорение двигателя).

Технология Twin-scroll сочетает в себе оптимальный отклик на низких частотах с отличным увеличением мощности на высоких частотах.

Кредит: BMW

Изображение: Турбокомпрессор Twin-Scrol
Кредит: Voith

Турбокомпрессор с одной спиралью использует только тепловую энергию выхлопных газов для сжатия всасываемого воздуха через компрессор.

Турбокомпрессоры с двойной спиралью используют как тепловую энергию , так и энергию импульса (волны давления) выхлопных газов, чтобы получить механическую работу для приведения в действие компрессора всасываемого воздуха.

Не забывайте ставить лайки, делиться и подписываться!

Какие бывают типы турбонагнетателей? Автомобильная промышленность

В автомобильной промышленности используется ряд различных типов турбокомпрессоров:

  • с одинарным турбонаддувом
  • Твин-турбо
  • Twin-Scroll Turbo
  • Турбо с изменяемой геометрией
  • Регулируемый Twin Scroll Turbo
  • Электрический турбо

с одинарным турбонаддувом

Одинарные турбокомпрессоры — это то, что большинство людей называют турбинами.Различаясь в размерах элементов турбонагнетателя, можно достичь совершенно разных характеристик крутящего момента. Большие турбины обеспечивают более высокий уровень максимальной мощности, в то время как турбины меньшего размера могут вращаться быстрее и обеспечивать лучшую мощность на низких частотах. Они представляют собой рентабельный способ увеличения мощности и эффективности двигателя и, как таковые, становятся все более популярными, позволяя меньшим двигателям повышать эффективность за счет выработки той же мощности, что и более крупные безнаддувные двигатели, но с меньшим весом.Однако они, как правило, лучше всего работают в узком диапазоне оборотов, и водители часто будут испытывать «турбо-задержку» до тех пор, пока турбонагнетатель не начнет работать в пределах своего диапазона пиковых оборотов.

Твин-турбо

Как следует из названия, двойные турбины означают добавление второго турбонагнетателя к двигателю. В случае двигателей V6 или V8 это можно сделать, назначив одну турбину для работы с каждым рядом цилиндров. В качестве альтернативы, один турбонагнетатель меньшего размера может использоваться на низких оборотах с большим турбонаддувом для более высоких оборотов.Эта вторая конфигурация (известная как двойной последовательный турбонаддув) обеспечивает более широкий рабочий диапазон оборотов и обеспечивает лучший крутящий момент на низких оборотах (уменьшение турбо-лага), но также дает мощность на высоких оборотах. Неудивительно, что наличие двух турбин значительно увеличивает сложность и связанные с этим затраты.

Twin-Scroll Turbo

Для турбонагнетателей

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

Турбокомпрессоры

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.

В типичном турбокомпрессоре, подобном этому, компрессор в серебристом впускном корпусе втягивает и сжимает воздух, который затем питает двигатель. Компрессор приводится в движение выхлопной турбиной в темном корпусе агрегата.

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».

На двигатель V-8 Dodge Challenger Hellcat установлен нагнетатель. Он снимается с коленчатого вала широким черным ремнем в передней части двигателя.

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.

Volvo была первым производителем автомобилей в США.S., которые сочетают в себе турбонаддув и наддув для увеличения мощности двигателя. Система установлена ​​на его верхнем 2,0-литровом рядном четырехцилиндровом двигателе.

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.

Mercedes-AMG — первый производитель, внедривший электрический нагнетатель, который используется для усиления мощности своего нового высокопроизводительного седана CLS53 на низких оборотах.

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:

MFR = m˙Sh / LVm˙Sh / LV + m˙H / SV.(1)

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:

Πi, (0t, 4) = p0t, ip4; m˙red, i = m˙i⋅T0t, i p0t, i; nred, i = nT0t, i. (2)

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),

ηMFRx (т / с) i = T0t, i − T4tMFRxT0t, i − T4s, i, (3) T4s, i = T0t, i⋅ (1Πi, (0t, 4)) (γ − 1γ). (4)

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

σi = 2⋅π⋅n⋅r32⋅cp, i⋅T0t, i⋅ [1− (1Πi, (0t, 4)) γ − 1γ]. (5)

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),

Aeff, ij = aij⋅A4, ij geom⋅1 + (σij) 2⋅ [(D4m, ijD3j) 2−1] + bijη¯MFRx (t / s ) i1 + (cij⋅A4, ij geomA3, ij geom) 2⋅ (1Πi (3,4) j) 2 (1 − ηMFRx (t / s) i⋅ (1− (1Πi (3,4) j) γ− 1γ)) 2.(6)

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:

m˙red , ij = Aeff, ij⋅γR⋅ (1Πi, (0t, 4) j) 1γ⋅2γ − 1⋅ [1− (1Πi, (0t, 4) j) γ − 1γ]. (7) Модель адиабатической эффективности

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:

T4MFRx = T4, Shx / LVxTE / DV⋅MFRx + T4, Shx / SVxTE / DV⋅ (1 − MFRx). (8)

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.

ηMFRx (т / с) Shx / LVx = MFRx⋅ηShx / LVxTE / DV + 1 − MFRx (1− (Π0t, 4ShxLVx) 1 − γγ) ⋅ [1+ (ηHx / SVxTE / DV (1− (Π0t, 4HxSVx) 1 − γγ) −1) T0tHx / SVxT0tShx / LVx] (9) ηMFRx (т / с) Hx / SVx = (1 − MFRx) ⋅ηHx / SVxTE / DV + MFRx (1− (Π0t, 4HxSVx) 1 −γγ) ⋅ [1+ (ηShx / LVxTE / DV (1− (Π0t, 4ShxLVx) 1 − γγ) −1) T0tShx / LVxT0tHx / SVx]. (10)

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:

CdmodDV = a⋅Πt / s (% WG100) + b⋅ (% WG100) 2 + c⋅tan (% WG100).(11)

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,

Cd, modSCV, k = a + [b⋅ (sin (c⋅ (% SCV, k100) + d) 2)] + exp (e⋅ (Π (ts), kSPR − 1) f), (12 ) Π (т / с) LV → SVSPR = p03, LVp3, SV, (13) Π (т / с) LV ← SVSPR = p03, SVp3, LV. (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,

W˙jb = 2πRjb3kjbLjbhjbN2μ (T¯oil). (15)

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,

W˙tb = ktbπ (Rtb, max2 − Rtb, min2) R¯tb2 | Fatρ12kmm˙φμ (T¯oil) | 3N2μ (T¯oil), (16) φ = Rtb, max2 [log (Rtb, max) −0.5] 2-Rtb, min2 [log (Rtb, min) -0,5] 2, (17) Fat = | Acomp’p1-p24-Aturb’p3′-p42 |. (18)

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 (-)

  • xΔHM
  • ΔhM (-) / LV Кажущаяся работа Запись 1

    ΔhMFRxH / SV Кажущаяся работа Запись 2

    ΔhShx / LVx Фактическая работа Запись 1

    ΔhHx / SVx Фактическая работа Запись 2

  • Shsentic

    Δhx8 работа Запись 1

    ΔhS, Hx / SVx Изэнтропическая работа Запись 2

    Нижние и верхние индексы

    0t Общие состояния на входе турбины

    2 Статические состояния на выходе компрессора

    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.

    Добавить комментарий

    Ваш адрес email не будет опубликован.