T - Katedra vozidel a motorů

KATEDRA VOZIDEL A MOTORŮ
Přeplňování PSM
#12/14
Karel Páv
2 / 17
Důvody přeplňování PSM
 Zvýšení hmotnostního naplnění válce s cílem zvýšení středního
efektivního tlaku motoru pe > 1,25 MPa (Downsizing).
 Zvýšení celkové účinnosti motoru.


p
celk  i  m  i 1  mech . z . 
pistř 

Vnitřní tvorba směsi (DI):
H

pi  u
vzd  pl i
Lvvt   1
vzd 
Vnější tvorba směsi:
Hu

pi 
 sm  pl i
1  Lvvt   1
sm 
p pl
rvzd Tvzd
r
1  Lvvt  p pl
vzd
Lvvt  rpal Tsm
 Lze využít energii výfukových plynů na práci v oběžném kole turbíny
 Práce turbíny se pak využije na stlačení vzduchu v kompresoru
p
p
Chlazení stlačeného
vzduchu
Teoretická práce ve válci
na konci expanze
Práce dodaná pístem
(při proplachu)
ppl
pvýf
patm
Práce na stlačení
vzduchu
(při proplachu)
ppl
pvýf
patm
V
V
Přeplňování PSM s turbodmychadlem
 Pulzační systém
- malý objem výfukového potrubí k turbíně
- rychlejší odezva systému
- ideální jsou 3-vstupové sekce
- měnič pulsací pro eliminaci vlivu mezi sousedními válci
D
TT
CH
CH
 Rovnotlaký systém
- velký objem výfukového potrubí k turbíně: (1÷1,5)∙VZ1∙iv
- část kinetické energie výfukových plynů se využije na zvýšení tlaku a teploty
- horší propláchnutí spalovacího prostoru
p
- pro vyšší stupně přeplňování
- potenciál pro vyšší účinnost TD
T

m
TT
DD
CH
CH
Rovnotlaké přeplňování
Pulzační přeplňování
3 / 17
Přeplňování PSM turbodmychadlem
4 / 17
 Jednostupňové přeplňování
M
S
V
D
T
- Jednoduché, levné
- Pouze kompromisní řešení pro vozidlové motory
pracující v širokém rozmezí výkonu
CH
M
 Dvoustupňové přeplňování
S
V
MCHV
M
S
DV
TV
V
CH
MCHN
D1
D2
Vyrovnávací objem pro
rovnotlaký provoz turbíny
T
DN
TN
- Vyšší stupeň stlačení
- Vyšší parametry motoru v širokém rozmezí otáček
- Často se využívá kombinace s objemovým
kompresorem
Radiální turbína
5 / 17
h h =h
01
02
p01
p02
01 02
c12
2
p1
h1
c22
2
1
p2
2
h2
2s
p03
h03
03
c32
2
h3
Energetická rovnice pro otevřený systém:
h3s
1
1 

WT  m T h02  h03   m T  h2  c22  h3  c32 
2
2 

W  m h  h 
T - S : Total - Static
T
T
02
3s
Ts (T  S )
3
p3
s
Izoentropická účinnost turbíny:
Ts(T T ) 
1
1 

0  m T h01  h02   m T  h1  c12  h2  c22 
2
2 

Oběžné kolo 2-3:
03s
3s
1


d U  mc 2  me pot .k 
2

  Q  W  m  h  1 c 2  e 
i i T k k  k 2 k pot.k 
dt
Rozváděcí kolo 1-2:
- pro ustálený systém při Q  0 :
h03s
h02  h03 h01  h03 c p T01  T03 


h02  h3s h01  h3s c p T01  T3s 
 p 
T3 s  T01  3 
 p01 
T01  T1 
2
1
c
2c p
 1

1
Ts(T  S ) 
T03
T01
 p 
1   3 
 p01 
 1

Ts(T S )  0,65  0,8
6 / 17
Radiální turbína
c2
u2
ct
u
Obecně:
cr
c
w
u3
R2
ct2  c 2  cr2
R3
c 2  u 2  w2
uct 
2
cr2  w 2  ct  u 
2
T
Eulerova turbínová věta:
R3 
 T u2c2t  u3c3t   Wtření
WT  m T T R2c2t  R3c3t   m
R32  R32
2
u3
w3
c3
Rychlostní poměr:
U
u2

Cs
2h02  h3s 
V ideálním případě:
c2t  u2
c3t  0
 c c u u
w w
WT  m T 


2
2
 2
2
2
 T u22
WT  m
2
3
2
2
2
3
2
2
2
3
Stupeň reakce turbíny r  h2  h3
k
(kinematická reakce):
h01  h03



(ve vzduchové mezeře
mezi kolem a skříní)
rk  0,5
u2  2R2 nT
 1



T01


p
h02  h3s  h01  h3s  c p T01 1   3  
T3 s
  p01  


U
 0,5  0,8
Cs
Teoretická práce proudícího plynu:
1
WT  m T Cs2
2
U
1

 0,707
Cs
2
Při tomto poměru je
teoreticky dosahována
nejvyšší účinnost.
7 / 17
Charakteristika radiální turbíny
0.8
1 

1   p3 p01 
1.2
0.7
1
m Tred 
0.8
m T T01
p01
0.65
0.6
nTred 
0.4
nT
T01
0.6
p
T  01
p3
0.2
2
2.5
Tlakový poměr T [-]
3
3.5
S 2 S3
S 22  S32
Součinitel hltnosti: T 
0.3
0.2
1.5
2
2.5
3
Tlakový poměr T [-]
3.5
4
1
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
0.2
0.1
Kriterium dynamické podobnosti - vyjádření pomocí Machova čísla : M  konst.
p
p
p
 p
p
c
M
m  S
cS
Ma  S
M rT  S
M  konst.
M
a
rT
rT
rT
r T
T
u
u
Ma
M
r
M
n


rT 
T M  konst. T M
a
2R 2R 2R
2R
ATred 
Výpočet s náhradní dýzou ATred, T=konst.
0.4
1
4
Redukce průtoku a otáček:
 T  T ATred
Průtok náhradní turbínou: m
0.5
0
0.5
1.5
0.6
0.1
0.55
0
1
Výpočet s dvěma dýzami S2 a S3, T=konst.
0.7
0.75
m Tred [kg/s K^0.5/bar]
Redukovaný průtok mTred [kg/s K^0.5/bar]
1  T03 T01
Ts [-]
Ts(T  S ) 
1.4
Zjednodušená náhradní charakteristika:
0.8
Isoentropická účinnost Ts(T-S) [-]
1.6
2
p01
rT01
m T
U
 f ( T , )
ATred C s 3 s
Cs
(T )
0
0
0.2
0.4
0.6
Rychlostní poměr u/cs [-]

pro
   1   1
T  

 2 
pro
   1   1
T  

 2 
(T )
0.8
1
:
2
 1


2   
 T  T  

  1 

:
 2   1


  1

 1
- srovnává i rozdíl mezi skutečným a náhradním průřezem turbíny ATred
- při vyšším T bývá větší než 1
Regulace výkonu turbíny
 Přepouštění části výfukových plynů (Waste Gate)
- Ztrátová regulace
- Aktivní při vyšších otáčkách motoru
- Většinou u zážehových motorů
 Proměnná geometrie turbínové skříně
Bi
B

1
2
Nízké otáčky
motoru
Vysoké otáčky
motoru
u

2
c1
c2
1
c1r
c2r
8 / 17
9 / 17
Radiální kompresor (dmychadlo)
p03
p04
h
h03 = h04
h03s
h04s
h4
h4s
h3
h3s
03
04
2
p4 c 4
03s
2
04s
4
p3
4s
c32
2
3
3s
p0 p
02
p1
h0=h01=h02 0
p2
02
Vstup do oběžného kola 0-1-2:
- pro ustálený systém při Q  0 :
1 

0  m D h0  h02   m D  h0  h2  c22 
2 

Oběžné kolo 2-3 (příkon - záporná práce):
1
1 

W D  m D h02  h03   m D  h2  c22  h3  c32 
2
2 

W D  m D h02  h04 s 
1
Ds (T T )
Výstup z oběžného kola 3-4 :
1
1 

0  m D h03  h04   m D  h3  c32  h4  c42 
2
2 

h2
2
2
c
2
1
2
s
Izoentropická účinnost dmychadla:
Ds (T T ) 
Ds (T T )
h04 s  h02 h04 s  h02 c p T04 s  T02 


h03  h02
h04  h02
c p T04  T02 
p 
1   04 
p
  02 
T
1  04
T02
 1

p 
T04 s  T02  04 
 p02 
Ds (T T )  0,65  0,8 Ds (T T )
Obvykle používaný vztah:
(Stav v bodě 02 je obtížně měřitelný)
 1

 1

 p04 

  1
p
  01 
T04
1
T01
10 / 17
Radiální kompresor (dmychadlo)
c3
u3
w3
Eulerova rovnice (příkon - záporná práce):
 D D R2c2t  R3c3t   m D u2c2t  u3c3t   Wtření
W D  m
R3
u2
R2
 c22  c32 u22  u32 w22  w32 


WD  m D 


2
2 
 2
D
Teoreticky nejvyšší účinnost:
R2 
R22  R22
2
- při =0 na vstupu do záběrníku oběžného kola
u2
c2
c2
u2
w2

V ideálním případě:
c2t  0
c3t  u3
W D  m Du32
- Možnost rozšíření charakteristiky kompresoru (posun pumpovní
meze vlevo) předřazením vstupních statorových lopatek
c3
w3
+
c3t
u3
Optimální průtok
Malý průtok
u2
D
- Důsledkem mezilopatkového proudění je
však c3t<u3 (i pro radiální lopatky)
- Jev se označuje jako skluz
c2
w2
Malý průtok s
předřazenými lopatkami
u2
u2
c2
w2
c2
c2t
w2
11 / 17
Charakteristika radiálního kompresoru
2.8
 Ds (T T ) 
2.6
2.4
D 
 1

 p04
p01   1
T04 T01  1
 Redukce průtoku a otáček odlišná od turbíny
- Hodnoty vztaženy k referenční teplotě a tlaku
Tref
nDred  nD
T01
3.6
p04
p01
3.4
0. 6
0
2400
00
3.2
2300
00
3.0
22
00
00
2.8
21
67
0.
0. 6
5
0.6
2.6
6
3
000
0
Vnější otáčková charakteristika
vznětového motoru
Pohyb pracovního bodu
0.6
2.0
200
200000min
8
.6
0 00 0
2.0
0. 65
0.6
6
-1
7
170
1.6
00
0.6
1800
2.2
180000min
1.2
m Dred 
1.0
0.00
m D T01 Tref
-1
140
130
-1
1.4
p01 pref
1000
00
1200
00
110
000
0.04
0.06
0.08
Redukovaný průtok m Dred [kg/s]
0.
000
55
50
0.
000
0.45
1.2
0.02
0 .6
150
000
1.6
150000min-1
120000min
1.8
0
1600
00
1.4
0.63
19
00
00
8
220000min
-1
0.6
1.8
000
2.4
 [-]
Tlakový poměr  D [-]
2.2
Body v pracovním poli motoru
0.10
1.0
0.00
0.02
0.04
0.06
0.08
mRED [kg/s]
0.10
0.12
0.14
12 / 17
Rovnováha mezi turbínou a dmychadlem
nT  nD
Otáčky turbíny a dmychadla:
Příkon kompresoru (dmychadla):
1 


Výkon turbíny: PT  m
 T c pspal TT 01 1  T  Ts
TT 03


PD  m D c pvzd
TT 01
- pro pulzační přeplňování: PT 
1
tcykl
t cykl

0
1 


m T c pspalTT 01 1  T  Ts dt



 T  m D 1 
Hmotnostní tok spalin turbínou: m

1
Lvvt
1
 Ds
Rovnice turbodmychadla:
Celková účinnost turbíny:
PTpuls  PTrovn
- neplatí při otevřeném WG !
Celková účinnost turbodmychadla:
TD  TsTDmech Ds TD  0,4  0,55
1 


m T c pspal TT 01 1  T  TsTDmech  m D c pvzd
TT 03


TT 01
T  TsTDmech
(snadno měřitelná,
zahrnuje i ztráty odvodem tepla)
Mechanická účinnost turbodmychadla:
(obtížně měřitelná kvůli teplotě TT03)
  11,2
PT TDmech  PD
Vzájemný vztah mezi turbínou a dmychadlem:
PTs Ts TDmech  PDs



 1  1
T    1
TD 01 D 01  D

 Ds
TD 04
m D c pvzd

m T c
TD 04
TD 01
TT 01
pspal T
T 03
TDmech
m D c pvzd

m T c
TD 04  TD 01
1 


 

TT 01 1  T 


TD 04
TD 01
TT 01
pspal T
T 03
TD 04  TD 01
TT 01  TT 03
 1  1
T    1
TD 01 D 01  D

 Ds
TD 04
T  0,63  0,78
TDmech  0,94  0,98
13 / 17
Další způsoby přeplňování PSM
 Axiální kompresory
 Systém Comprex
 Pohon rotoru od klikového hřídele motoru
 Energie výfukových plynů se přímo předává
vzduchu
 K odvodu výfukových plynů dochází po
odrazu od pevné stěny
Rootsovo
dmychadlo
Šroubový kompresor
Spirálový
kompresor
 Objemové kompresory:




Zubové (Roots)
Šroubové (Lysholm)
Spirálové
Křídlové
S proměnným objemem v
němž se stlačuje vzduch
Křídlový
kompresor
14 / 17
Účinnost objemových kompresorů
Typ kompresoru
Max.
stlačení
Izoentropická účinnost
včetně pohonu
Zubový (Roots)
1,5÷1,8
55÷60%
Spirálový
1,5÷2
60÷70%
Šroubový (Lysholm)
2÷2,7
60÷70%
Radiální
2÷3
65÷75%
m D c pvzd
Ds (T T ) 
 1 
T    1
TD 01 D 01  D


W D
TD 04
Zubový kompresor
p
Rázové vyrovnání tlaku
Charakteristika šroubového kompresoru s vnitřním
stupněm stlačení vnitřní = 1,3:
Tlakový poměr  [-]
Ideální (izoentropická) komprese
Šroubový kompresor
p
V
Skutečná ztrátová komprese
s malým vnitřní
s velkým vnitřní
68%
20°C
Průtok [m3/min]
Ideální (izoentropická) komprese
V
15 / 17
Chlazení stlačeného vzduchu
 Zvýšení hmotnostního naplnění válce
 Snížení emisí NOx a kouřivosti u vznětových motorů
 Zvýšení odolnosti proti klepání u zážehových motorů
Energetická rovnice pro otevřený ustálený systém:
1 

0   Q i   m k  hk  wk2 
2 

i
k
Typy chladičů: - Vzduch / vzduch
- Vzduch / voda
Tchl1
Chladivo
Pch  m vzd hvzd 01  hvzd 02   m vzd c pvzd
Vzduch
 vzd
m
Tvzd 1
wvzd 1
pvzd 1
Chladič
Tchl 2
Tvzd 2
wvzd 2
pvzd 2
m chl
Tvzd 01  Tvzd 1 
2
wvzd
1
2c pvzd
Sch vzd  Sch chl
Pch  m chl c pchl Tchl 2  Tchl 1 
T T 
T T
Pch  kch S ch tch  kch S ch  vzd 1 vzd 2  chl 1 chl 2 
2
2


Účinnost chladiče:
ch  0,75  0,9
ch 
Tvzd 1  Tvzd 2
Tvzd 1  Tchl 1
wvzd 1 
Tvzd 1
Tvzd 02
Tvzd 01  Tvzd 02 
m vzd
S vzd 1 vzd 1
…
Řešení vede na kvadratickou rovnici
Při rychlostech proudění do 100m/s lze úlohu zjednodušit:
 vzd c pvzd Tvzd 1  Tvzd 2 
Pch  m
Tvzd 01
Tvzd 01
kch 
1
1
1

 vzd  chl
 ,  w,     vzd
 T ,  w   vod
S ch
 500  700 m 2 /m3
Vch
kch vzd  70 100 W/m 2 K
kch vod  140  200 W/m 2 K
Experimentálně zjišťované Pch  k S  f ( m
 vzd , m ch , Tvzd , Tch )
ch ch
závislosti: tch
16 / 17
Dosažení nižší kompresní teploty
 Nežádoucí dynamické doplnění náplně válce
4.5
9
Dlouhé sací potrubí s
dynamickým účinkem
4
8
Velmi krátké sací potrubí
3
7
144°C
2.5
6
mv = konst.
124°C
5
2
4
1.5
3
1
2
0.5
1
0
-180
-90
0
90
180
270
360
450
0
540
Zdvih ventilů [mm] .
Tlak ve válci [bar] .
3.5
 Je výhodnější vyšší
stupeň přeplnění spolu s
chlazením stlačeného
vzduchu v mezichladiči.
Úhel natočení klikového hřídele [°KH]
 Změna časování ventilů: Millerův cyklus (EIVC) nebo Atkinsonův cyklus (LIVC)
n = 3000 1/min, pistř = 20 bar, tvzd za chl. = 60°C
SÁNÍ
Normal
Early Inlet Valve Close
VÝFUK
0
180
360
SÁNÍ
0
180
360
180
360
1980 mbar
449°C
720
2530 mbar
419°C
540
720
2530 mbar
416°C
540
720
SÁNÍ
VÝFUK
0
Kompresní teplota
540
VÝFUK
Late Inlet Valve Close
Plnící tlak
Idealizovaný pracovní oběh přeplňovaného motoru
s chlazením plnicího vzduchu
T
D1 – D2
D2 – 1
1–2
2–3–4
4–5
5–A
A–B
B – T1
4
T1 – T2
v1
3
p1
5
A
B
2
1
T1
T2
D2
D1
s
17 / 17
skutečné stlačení v dmychadle
chlazení plnicího vzduchu v mezichladiči
komprese ve válci motoru (ideální)
smíšený přívod tepla
expanze ve válci motoru (ideální)
změna stavu při výtoku výfukových plynů z válce
míšení výfukových plynů s proplachovacím vzduchem
změna stavu ve výfukovém potrubí od válce k turbíně
(škrcení  T=konst.)
skutečná expanze v turbině