© Strojni{ki vestnik 45(1999)12,503-512 © Journal of Mechanical Engineering 45(1999)12,503-512 ISSN 0039-2480 ISSN 0039-2480 UDK 621.43.031:621.43.052 UDC 621.43.031:621.43.052 Izvirni znanstveni ~lanek (1.01) Original scientific paper (1.01) Numeri~na analiza zaporednega tla~nega polnjenja pri hitroteko~ih dizelskih motorjih Numerical Analysis of Sequential Turbocharging for High Speed Diesel Engines Vladimir Medica Tlačno polnjeni dizelski motorji za pogon cestnih in zunajcestnih vozil delujejo v širokem področju obremenitev in vrtilnih frekvenc, zato je izredno težko zadostiti potrebam motorja po zgorevalnem zraku samo z enim turbopuhalom. Poznamo različne načine tlačne polnitve, s katerimi lahko ta problem omejimo. V tem članku je analiziran način tlačnega polnjenja motorja z dvema (po potrebi) zaporedno vezanima turbopuhaloma. Ti rezulati so primerjani z rezultati, dobljenimi na istem motorju, vendar enkrat z enim, običajnim turbopuhalom, drugič pa s turbopuhalom, ki ga poganja plinska turbina s spremenljivo geometrijsko obliko vodilnika. Izvedena je tudi primerjava karakteristik motorja z vsemi tremi izvedbami pri ustaljenem in v prehodnem načinu delovanja. Rezultati kažejo določene prednosti zaporednega dvojnega tlačnega polnjenja za ustaljeno delovanje in delovanje motorja v prehodnih režimih. © 1999 Strojniški vestnik. Vse pravice pridržane. (Ključne besede: motorji dieselski, polnjenje tlačno, modeliranje numerično, karakteristike) Turbocharged diesel engines for road-going and off road vehicles operate over a wide range of engine speeds and loads. It is very difficult to cover effectively the whole operational range using only one turbocharger, so many new strategies in the supercharging of such engines are available. In this paper, a Diesel engine using a sequential turbocharging system, comprising two turbochargers is analyzed. Results are compared with the same engine using a single turbocharger, with fixed turbine geometry, matched to the engine’s operational range, and to the same engine equipped with a turbocharger with variable turbine geometry. Steady state and transient operational characteristics are compared. The results show some advantages of the sequential turbocharging system in steady state and transient engine operation. © 1999 Journal of Mechanical Engineering. All rights reserved. (Keywords: Diesel engine, turbocharging, numerical modelling, characteristics) 0 UVOD Tlačno polnjenje tovornih vozil so uvedli že leta 1957 [2]. Uporaba in učinek tlačne polnitve sta presegla vse meje, ki jih omogoča način polnjenja valjev pri danih okoliščinah Prednosti tlačno polnjenih motorjev se kažejo v visokih vrednostih srednjega efektivnega tlaka in majhni emisiji Škodljivih snovi v izpušnih plinih. Pomanjkljivosti tlačno polnjenih motorjev so povezane z ožjim uporabnim področjem vrtilnih frekvenc motorja (zaradi česar včasih potrebujemo menjalnike z več prestavami), nižjim vrtilnim momentom motorja pri nizkih vrtilnih frekvencah in počasnejšim odzivom motorja pri spremembi obremenitve. Tlačno polnjeni dizelski motorji za pogon gospodarskih cestnih vozil delujejo v širokem razponu obremenitev in vrtilnih frekvenc. Pri razvoju sodobnih tlačno polnjenih motorjev zasledimo 0 INTRODUCTION Turbocharging was introduced for Diesel truck engines in 1957 [2]. Its usage has grown to the point where it is no longer possible to find naturally aspirated Diesel engines in this type of application. The advantages of turbocharged Diesel engines are in high-medium effective pressures and low emis-sions. The disadvantages of turbocharged Diesel engines (with a single turbocharger) are: a narrow useful engine speed range (so a multi-speed gearbox has to be used), low torque at low speeds and a very slow transient response. Turbocharged Diesel engines for road-going and off-road vehicles operate over a wide range of engine speeds and loads. Recent developments in turbocharging systems have provided results which stran 503 |^BSSIrlMlGC V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis tehnične rešitve, ki prej omenjene probleme uspešno omejujejo. Pomembno pomanjkljivost pri pospeševanju in obremenjevanju tlačno polnjenih dizelskih motorjev pomeni primanjkljaj zraka za zgorevanje v valjih. Pri nizkih vrtilnih frekvencah in majhni obremenitvi motorja je tlak polnitve nizek. Zaradi posledično majhne mase zraka v valju ne more kakovostno zgoreti povečana količina goriva Potrebni višji tlak zraka za zgorevanje lahko omogoči le puhalo, ki se vrti hitreje. Pospešiti puhalo na visoke vrtilne frekvence v kratkem času pa ni lahka naloga. Poznamo različne načine, kako čimprej doseči višje vrtilne frekvence rotorja puhala: impulzni način tlačnega polnjenja, zmanjšanje masnega vztrajnostnega momenta rotorja puhala, uporaba plinske turbine s časovno spremenljivo geometrijsko obliko vodilnika (ČSG), prilagajanje (zmanjševanje) vbrizgane količine goriva dejanski količini zraka v valjih, pomožne naprave za pospeševanje rotorjev z zunanjim virom energije ipd. Vrtilni moment motorja pri nizkih vrtilnih frekvencah lahko povečamo z zmanjšanjem pretočnega prereza vodilnika turbine, oziroma vsega spiralnega vodilnika turbine - okrova plinske turbine. Večje pretočne prereze skozi turbino, ki jih potrebujemo pri višjih obremenitvah in vrtilnih frekvencah motorja, omogoča krmiljeni obtočni vod za izpušne pline mimo turbine, ki obenem krmili tudi tlak polnilnega zraka za puhalom. Boljšo tehnično rešitev pomeni vzporedno tlačno polnjenje z uporabo dveh ali več vzporedno vezanih turbopuhal, ali pa uporaba plinske turbine s spremenljivo geometrijsko obliko vodilnika. Pri vzporednem tlačnem polnjenju uporabljamo dve vzporedno priključeni turbopuhali, ki pokrivata potrebe po zraku tudi pri polni obremenitvi in visokih vrtilnih frekvencah motorja. Glede na potrebe po zgorevalnem zraku, lahko tako vključimo vzporedno dve turbopuhali (sl.1). S pnevmatskim krmilnikom dovajamo plinski(ma) turbini(ama) več ali manj izpušnih plinov. V novejšem času pogosto srečujemo tudi načine tlačne polnitve s turbino, ki ima spremenljivo (nastavljivo) geometrijsko obliko vodilnika. Vodilne iiii u oooooo I I I I IC 4 ^xHS Sl. 1. Tlačno polnjenje z dvema vzporedno priključenima turbopuhaloma Fig. 1. Sequential turbocharging eliminate the disadvantages in former Diesel engines. One of the main drawbacks in transient load acceptance or vehicle acceleration with turbo-charged Diesel engines is the lack of sufficient air in the engine’s cylinders. The supercharging pres-sure is low at low engine speeds and loads and there is not enough air to combust the increased quanti-ties of injected fuel. To reach the required air mass in the engine’s cylinder, the supercharging pressure must be increased, and this is achieved by higher turbocharger speeds. It is necessary that the turbo-charger rotor very quickly reaches the elevated speed; this is not an easy task. To obtain the faster turbocharger rotor speeds there are many strategies: a pulse charging system, lower turbocharger rotor inertia, use of variable turbine geometry (VTG), fuel injection limitation according to the supercharging air pressure, speed assistance from other energy sources, etc. To increase the turbocharged engine torque at lower engine speeds it is possible to reduce the turbine flow area (or to select a smaller turbine housing), which would increase the supercharging pressure at lower engine speeds and loads. To enable higher flow areas at elevated engine speeds there is the possibility of introducing a waste gate valve, which also limits the supercharging pressure. However, better solutions are the use of sequential turbocharging or turbocharger with variable turbine geometry. Sequential turbocharging makes use of two or more turbochargers to meet the engine’s air requirements at full load. Turbochargers are switched on to operate in parallel, depending on the engine load and speed, (Fig. 1). Switching is achieved on the turbine access by pneumatic devices. A more recently introduced solution is the use of variable turbine geometry (Fig. 2). This is achieved by using turbine guide vanes which can IIII IX r- oooooo I I I I IC Sl. 2. Tlačno polnjenje s turbino s spremenljivo geometrijsko obliko statorja Fig. 2. Turbocharging by variable turbine geometry 99-12 grin^sfcflMieDSD I ^BSfiTTMlCC | stran 504 V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis lopatice so pri tej izvedbi vrtljive in spreminjajo pretočni prerez, ali pa pretočni prerez spreminjamo z uporabo premične bočne stene vodilnika turbine. Obe izvedbi spreminjata pretočni prerez turbine in ga prilagajata trenutnim optimalnim razmeram delovanja motorja. V temčlanku je prikazana primerjava delovanja motorja z vzporednim načinom vezave dveh puhal in polnjenja z eno - običajno plinsko turbino, obenem pa je primerjava opravljena tudi za primer uporabe turbine s spremenljivo geometrijsko obliko vodilnika. Vzporedni način vklapljanja in izklapljanja turbopuhal obravnava uporabo dveh enako velikih turbopuhal (pri uporabi različno velikih turbopuhal bi se srečali s problemom vpliva različnih tlano - pretočnih karakteristik turbopuhal v različnih razmerah delovanja motorja). Pri nižjih vrtilnih frekvencah in obremenitvah motorja je vklopljeno le eno turbopuhalo, pri delovanju motorja v zgornjem delovnem področju vrtilnih frekvenc in obremenitev pa sta vzporedno priklopljeni obe turbopuhali. Prikazana primerjava obsega rezultate numerične obravnave sistema motorja in turbopuhal. 1 RAČUNSKI MODEL Tlačno polnjeni dizelski motor lahko razdelimo na nadzorne prostornine (sl.3) s homogeno sestavo snovi (stanjem), ki se s časom spreminja. Ta ničdimenzijski model je opisan z energijsko in kontinuitetno enačbo (3) ter začetnimi in robnimi pogoji. Nekatere komponente, npr. plinska trurbina, puhalo, sistem za vbrizgavanje goriva itn., so opisani s karakterističnimi polji. Delovna snov - zmes plinov je obravnavana kot zmes idealnih plinov. Spremembo vrtilne frekvence motorja in turbopuhala določimo iz ravnotežja momentov in ohranitve kinetične energije. Celotni sistem motorja je opisan z vektorji opisnih indeksov nadzornih prostornin (sl.3). Povezave med posameznimi nadzornimi prostorninami so opisane z matriko indeksov povezav (sl.3). Takšen način opisa motorja omogoča, da se program za numerično simuliranje prilagaja različnim izvedbam motorja in celovito pomaga pri uspešnem reševanju sistema enačb za različne kombinacije opreme motorjev. Kontinuitetna enačba za nadzorne prostornine je: be adjusted to various angles or by using a fixed turbine nozzle ring and a moving sidewall. Both solutions enable a decreasing or increasing turbine flow area and a good match with the engine’s needs. In this paper a comparison of sequential turbocharging with standard turbocharging, using a single turbocharger, and with variable turbine ge-ometry turbocharging, is presented. The sequen-tial turbocharging is performed using two turbo-chargers of equal size (which is necessary to avoid problems with flow patterns at various pressure ratia in turbochargers of different size). At low engine loads and speeds only one turbocharger is in operation. At higher loads, both turbochargers are in operation. The comparison is performed using a nu-merical simulation of the complete turbocharged Diesel engine system. 1 NUMERICAL MODEL A turbocharged Diesel engine system can be divided into control volumes (Fig. 3) with space homogeneity and time dependent changes. This zero-dimensional model is described by two governing equations of mass and energy conservation [3], along with initial and boundary conditions. Some components, such as: exhaust turbine, charger, injection equipment, etc. are represented by a steady-state field of characteristics. The gas properties are considered to be the same as for an ideal gas mixture. Engine and turbocharger speed changes are calculated from the torque balance and kinetic energy conservation. The system is described using control vol-umes description indices, which are arranged in vec-tor (Fig. 3). The connections between various con-trol volumes are described by connection matrix in-dices (Fig. 3). This method of description enables the numerical simulation program to be adapted to any given engine system and to be governed in an efficient way, without the necessity to adapt the program to a particular engine system. The mass conservation equation for control volumes is: Energijsko enačbo nadzorne prostornine lahko zapišemo v obliki: dQ\ ( dm dmMdm\+ dj* (1). The energy conservation equation for control volumes is: dj)i j[kdjAj dj)i +{djJi (2). Z uporabo prvega glavnega zakona Combining the first law of thermodynamics termodinamike in zakona o ohranitvi mase lahko and the mass conservation equation, the basic stran 505 |^BSSIrlMlGC V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis OQQQQO i i i i i i 8______ 0 12345678 9 000 121 0 0 210 10 310 100 410 1000 510 10000 610 100000 710 1000000 83111 0 2 2 2 2 2 2 0 94121 31 0 0 0 0 0 0 0 0 9_____ 0 b) c) Sl. 3. Shematski prikaz sistema tlačne polnitve dizelskega motorja z vzporedno vezanima turbopuhaloma a) funkcionalna shema motorja b) vektor opisnih indeksov prostornin in matrika indeksov povezav c) diskretizacija sistema Fig. 3. System description for a Diesel engine with sequential turbocharging a) System layout, b) Description indices in vector of volumes and connection matrix, c) System discretization dobimo osnovno enačbo za spremembo temperature equation for temperature change in the control medija v nadzorni prostornini za idealni plin: volume for ideal gas properties can be derived as: dT dj )i dQ] _ \dV\_ \dm\_ ( du\( dO dj)i i djji i djji idAJ\dj du (3). Enačbo stanja za zmes idealnih plinov zapišemo v obliki: The state equation for an ideal gas mixture is: mi RiTi pi = Vi (4). Vi Med nadzornimi prostorninami prihaja do izmenjave mase (z masnim tokom) in energije (z entalpijo snovi). Skupaj z masnim tokom plinov potujejo tudi delci rezultatov zgorevanja, zato spremembo sestave izpušnih plinov spremljamo s sprotnim določanjem razmernika zraka. Robni pogoji, ki popisujejo zgradbo -komponente motorja, so vgrajeni v matematični model. Sem prištevamo obremenitev motorja na sklopki, razvito moč motorja, vrtilno frekvenco motorja, vrtilno frekvenco turbopuhala, lego ročice za gorivo, maso vbrizganega goriva itn. Model je dopolnjen s karakteristikami plinske turbine, puhala, karakteristikami opreme za vbrizgavanje goriva, modelom krmilnika motorja ter modeli dinamike motorja in turbopuhala. Between the control volumes, mass is interchanged through mass flow, and energy through enthalpy flow. Together with the mass flow, species produced by the combustion process are transferred, so it is necessary to model the change of air excess ratio due to the mass transfer. The boundary conditions relating to the system are integrated in to the mathematical model. They are: the engine load on coupling, engine power, engine rotation speed, turbocharger speed, fuel rack position, injected fuel mass, etc. The complete model is equipped with: turbine characteristics, charger characteristics, fuel injection equipment characteristics, engine controller model, engine dynamics and the turbocharger dynamics. | ^SSfiflMlCC | stran 506 V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis Dinamiko rotorja turbopuhala lahko opišemo z The turbocharger rotor dynamic is described by the enačbo: equation: J TC dwTC =MT +MC dt (5). Dinamiko motorja opisuje enačba: dw dt (JDE + JV )dw = MDE +MV he po PV (frmVg rcw A +mV 2 The engine dynamics are described by the equation: (6). Potrebna moč motorja za pogon vozila pri The power to drive the truck with constant speed is: nespremenjeni hitrosti vozila je: PV = (frmVg + rcwA- + mVg sin a)v (7). Spremembo hitrosti vozila opišemo z enačbo: The change of the truck’s speed is given by: dv PDE -PV = () dt mv (8). Sistem nelinearnih diferencialnih enačb The set of nonlinear differential equations rešujemo s postopkom Runge-Kutta-Fehlberg s is solved using the Runge-Kutta-Fehlberg method samodejnim preverjanjemčasovnega koraka integracije. with an automatic control of the integration time step. 2 PRIMERJAVA ČASOVNO USTALJENIH KARAKTERISTIK MOTORJA Uporaba zgoraj opisanega modela za računsko simuliranje je izvedena na sodobnem 6-valjnem motorju za pogon cestnih vozil z močjo 205 kW/ 2500 min1 za prej omenjene tri različne izvedbe tlačnega polnjenja istega motorja. V prvi različici je obravnavana običajna, tovarniška izvedba motorja z enim turbopuhalom in sunkovitim sistemom natoka plinov v turbino. Karakteristični pretočni prerez turbine znaša 9,3 cm2. Pri drugi izvedbi uporablja motor turbino z zvezno spremenljivo geometrijsko obliko (prerezom) vodilnika (ČSG, sl. 2). Analiza rezultatov je pokazala, da je bil pri delovanju motorja s turbinoČSG izrabljen le del možnega območja krmiljenja pretoka (spremembe prereza turbine), in sicer od 7,44 cm2 (pri vrtilni frekvenci motorja 1100 min –1) do največ 9,58 cm2 (pri 2500 min 1). Pri tretji različici obravnavamo sistem dveh enako velikih turbopuhal, ki se vklapljata in izklapljata glede na trenutne potrebe motorja (sl.1). Za obe turbopuhali velja, da sta hidravlično podobni puhalu osnovne različice: pri enakih specifičnih pretokih in enakih tlakih delujeta tudi z enakim izkoristkom. Skupni masni tok obeh puhal je znašal pri enakem tlačnem razmerju nekoliko manj kakor izmerjeni masni tok skozi osnovno izvedbo (enojno puhalo) turbopuhala. Obe puhali sta poganjali turbini s polovičnim imenskim karakterističnim prerezom spirale vodilnika: vsak posamezni tipični prerez vodilnika turbine je znašal 4,65 cm2. Na sliki 4 je prikazana primerjava izračunanih moči, vrtilnih momentov, specifične porabe goriva in tlaka polnitve, za vse tri izvedbe, ter polno obremenitev motorja Vbrizgana količina goriva je bila omejena s tlakom delovnega zraka oziroma z najmanjšim potrebnim 2 COMPARISON OF STEADY STATE ENGINE CHARACTERISTICS The described numerical simulation model is performed on a contemporary six cylin-der in-line truck engine with a nominal power of 205 kW at 2500 rpm for the three different turbocharging systems and the same engine. First is the normal production engine, fitted with a single turbocharger with pulse charging, matched to the engine. The turbine flow area was 9.3 cm2. Sec-ond is the same Diesel engine turbocharged by the turbocharger with variable turbine geometry (VTG, Fig. 2). From the analysis it was evident that only moderate changes of turbine flow area are adequate for this engine. The turbine flow area of the original turbocharger was changed linearly with engine speed from 7.44 cm2 at 1100 rpm to 9.58 cm2 at 2500 rpm. The third turbocharging system is based on the same Diesel engine fitted with two turbocharg-ers of equal size, these are brought into operation depending on engine demand (Fig. 1). Both turbo-chargers were selected as hydraulically similar with the same pressure and flow coefficients, and the same efficiencies. The resulting cumulative air flow at the same pressure ratio was a little bit lower than with the original turbocharger. Both turbochargers have radial turbines with a constant flow area of 4.65 cm2. The Fig. 4 shows a comparison of: calcu-lated engine power, engine torque, specific fuel con-sumption and charging air pressure for the three dif-ferent turbocharging systems under full load. The injected fuel was limited with respect to the charg-ing air pressure to an air excess ratio of lmin = 1.5. stran 507 |^BSSIrlMlGC V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis razmernikom zraka Amin = 1,5. Pri vzporednem načinu tlačne polnitve sta hkrati delovali obe turbopuhali. For the sequential turbocharging system, both turbo-chargers were in operation. 250 kW 200 150 100 50 250 g/kWh 200 150 0 1.200 m 1.000 800 600 4 bar 3 2 500 1000 1500 2000 Vrtilna frekvenca Engine speed 2500 3000 min-1 a) b) c) Sl. 4. Primerjava izračunanih parametrov motorja za različne izvedbe tlačne polnitve na istem motorju a) z enim turbopuhalom, b) z dvema vzporedno vezanima turbopuhaloma, c) s turbopuhalom in turbino s spremenljivo geometrijsko obliko statorja Fig. 4. Comparison of calculated engine parameters for various turbocharging systems: a) standard, b) sequential, c) variable turbine geometry | ^SSfiflMlCC | stran 508 0 V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis Iz diagramov je razvidno, da obstaja očitna razlika med pomembnimi parametri motorja za vse tri opazovane izvedbe. Vidno najmanjšo moč motorja in vrtilni moment dobimo z osnovno opremo motorja. Tlačna polnitev s pomočjo turbine s ČSG zagotavlja zelo velik vrtilni moment in moč motorja pri nizkih vrtilnih frekvencah, specifična poraba goriva pa je v tem primeru visoka. V primerjavi z osnovno izvedbo motorja, sta se moment in moč povečala za 112 odstotkov pri 1100 min1. Pri isti vrtilni frekvenci se je poraba goriva relativno povečala za 8,5 odstotkov, tlak polnitve pa za 138 odstotkov. Sistem tlačne polnitve z dvema vzporedno vezanima puhaloma omogoča (v primerjavi z osnovno izvedbo motorja) večji vrtilni moment in tlak polnitve pri nižjih vrtilnih frekvencah brez bistvenega povečanja specifične porabe goriva. Pri tej primerjavi sta se moč in vrtilni moment sorazmerno povečala za 81,2 odstotkov pri 1100 min1. Specifična poraba goriva se je povečala za 2,2 odstotkov, tlak polnitve pa za 173 odstotkov. Prikazani rezultati jasno nakazujejo prednost uporabe vzporednega delovanja dveh turbopuhal za doseganje velikega vrtilnega momenta motorja pri nižjih vrtilnih frekvencah in zmerni specifični porabi goriva. 3 PRIMERJAVA DINAMIČNEGA ODZIVA MOTORJA Primerjava dinamičnega odziva dizelskega motorja z različnimi načini tlačnega polnjenja je opravljena s poskusom pospeševanja tovornega vozila s skupno maso 20 t v šesti prestavi na ravni cesti s hitrosti 60 km/h na končno hitrost 130 km/h. Na sliki 5 so prikazani rezulati izračuna spremembe hitrosti vozila v odvisnosti od časa. 140 km/h 120 100 80 - 60 As can be seen, there is a visible difference in the engine parameters for the various turbocharging systems. It is evident that the engine power and the torque at lower engine speeds are minimal for the standard engine. Turbocharging by variable turbine geometry has advantages at higher levels of engine power and torque at lower engine speeds, but the specific fuel consumption is higher. The engine power and torque increase is 112 % when compared to the standard engine at the engine speed of 1100 rpm. At the same speed, specific fuel consumption is increased by 8.5% and the charging air pressure is higher by 138%. Sequential turbocharging offers elevated torque and charging air pressure at lower engine speeds, without a significant increase in the specific fuel consumption, when compared with the standard engine. The engine power and torque increase is 81.2 % at an engine speed of 1100 rpm. At the same speed, the specific fuel consumption increase is 2.2 % and charging air pressure is higher by 173 %. The presented results clearly indicate the possibilities of sequential turbocharging at lower engine speeds to maintain high engine torque with a moderate specific fuel consumption. 3 COMPARISON OF TRANSIENT RESPONSE OF THE ENGINE The transient response of Diesel engines, using various turbocharging systems, is compared in a trial to increase the speed of a 20 t truck in 6th gear from constant speed of 60 km/h to 130 km/h on a horizontal straight track. Fig. 5 presents the calculated results for truck speed change during this transient. 40 5=a=i=5= _,____—>—— _t_^_^______- _^^~- c)^ b) /a) -30 30 60 90 120 150 180 210 240 270 Čas Time s 300 Sl. 5. Pospeševanje vozila s skupno maso 20t s hitrosti 60 km/h na hitrost 130 km/h za različne izvedbe tlačne polnitve: a) z enim turbopuhalom, b) z dvema vzporedno vezanima turbopuhaloma, c) s turbopuhalom in turbino s spremenljivo geometrijsko obliko statorja Fig. 5. Acceleration of the 20 t truck from 60 to 130 km/h a) standard, b) sequential, c) variable turbine geometry stran 509 |^BSSITIMIGC 0 V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis Potreben čas za pospešitev vozila z motorjem, The time to increase the speed of the truck ki je imel običajno turbopuhalo, je znašal 242 s. Motor s from 60 to 130 km/h for the standard engine is 242 puhalom in turbino VGT je omogočil doseganje večje moči s. The turbocharged Diesel engine with variable turin zato najkrajši potrebni čas pospeševanja vozila. Motor z bine geometry exhibits the fastest increase in speed. dvema vzporednima turbopuhaloma je potreboval za The sequentially turbocharged Diesel engine pospeševanje 20 odstotkov več časa, osnovna izvedba reached the same speed in a 20 % longer time. The motorja pa kar 54 odstotkov daljši čas v primerjavi z standard engine required 56 % more time than the motorjem, ki je imel turbopuhalo s turbino s spremenljivo engine with the VTG turbocharger. When compar-geometrijsko obliko vodilnika. Motor z dvema ing the fuel consumed to speed-up the truck, the turbopuhaloma je porabil za celoten proces pospeševanja sequentially turbocharged engine has the lowest najmanj goriva. Motor sČSG je porabil za isti proces 26,3 consumption. The VTG turbocharged diesel engine odstotkov več goriva, motor z običajnim - enojnim uses 26.3 %, and the standard engine 43.3 % more turbopuhalom pa kar 43,3 odstotkov več goriva. fuel to do the same job. Preglednica 1 prikazuje rezultate računskega The table 1 presents the results of sumuliranja: čas, ki je potreben, da se tovorno vozilo calculations: time spent to accelerate the truck from pospeši s hitrosti 60 km/h na hitrost 130 km/h, ter maso 60 to 130 km/h and the amount of fuel consumed to porabljenega goriva za omenjeno pospeševanje in vse perform this task. In the simulation it is assumed tri načine tlačnega polnjenja istega motorja. Pri that the engine power was in balance with the izračunu je bilo upoštevano, da je bila začetna moč necessary power to drive the vehicle at a speed of motorja prilagojena ustaljeni vožnji vozila s hitrostjo 60 km/h. At the time t = 0, the fuel rack was 60 km/h. V času t = 0 s je bila ročica za gorivo v instantaneously set to the position of maximum fuel trenutku prestavljena v lego največje dobave goriva. delivery. As the Diesel engine (DE) is at high speed Ker obravnavamo hitrotekoči dizelski motor z and the turbochargers are small, there is no evident majhnim, časovno zelo odzivnim turbopuhalom, lahko lack of energy due to the turbocharger transient. The predpostavimo, da pri pospeševanju turbopuhala ni transient characteristic times of this turbocharged bilo primanjkljaja energije, čas pospeševanja Diesel engines are relatively small, when compared turbopuhala je zelo kratek v primerjavi s časom with the duration of the vehicle’s acceleration pospeševanja vozila. Čas pospeševanja obeh manjših transient. The transient time of the smaller turbopuhal pri vzporednem načinu vklapljanja je krajši turbochargers, used in sequential turbocharging, is od časa pospeševanja turbine s spremenljivo shorter than that of the VGT turbocharger, despite geometrijsko obliko vodilnika, čeprav doseže ta turbina very good use of the exhaust gas energy in this tudi pri pospeševanju zelo velikih izkoristkov. turbocharger. Preglednica 1. Potreben čas in potrebna količina goriva za pospeševanje tovornega vozila z maso 20 t Table 1. Time and fuel consumption to accelerate the 20 t truck Osnovna izvedba Standard Diesel engine Izvedba z dvema puhaloma Sequential turbocharged DE Izvedba s turbino ČSG VGT turbocharged DE Čas pospeševanja Time for acceleration s 242 186 155 Poraba goriva kg Consumed fuel mass 2,021 1,409 1,781 4 SKLEP 4 CONCLUSION Rezultati numeričnega modeliranja tlačno The results of the presented numerical polnjenega motorja na ustaljenem in prehodnih režimih simulation of steady state and transient characteristics delovanja jasno prikazujejo določeno prednost uporabe of a sequential turbocharged Diesel engine for heavy tlačnega polnjenja z dvema vzporedno priključenima road vehicles clearly demonstrates some advantages turbopuhaloma. Takšen način tlačne polnitve z dvema of this type of turbocharging. Sequential manjšima turbopuhaloma manjše velikosti nakazuje turbocharging, using two equal turbochargers of the možnost doseganja velikih moči motorja in manjšo same type and size, has evident advantages in high porabo goriva v primerjavi z motorjem, ki ga poganja engine power and lower fuel consumption when turbina s spremenljivo geometrijsko obliko statorskih compared to variable guide vanes geometry 2 Bt-ina(ä)cil[M]iji[rL01 ^BSfiTTMlCC | stran 510 i V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis lopatic. Razlike so očitne pri nižjih vrtilnih frekvencah in obremenitvah motorja. Pri prehodnih režimih delovanja motorja (pospeševanje vozila ali vožnja v gostem prometu) se omenjena prednost kaže v nižji porabi goriva turbocharging, especially at lower engine speeds and loads. In engine transients, this results in lower fuel consumption to accelerate the vehicle or when driving in heavy traffic conditions. 5 OZNAKE 5 SYMBOLS čelna površina vozila A m2 vehicle front surface plinska konstanta R J/kg-K gas constant c drag coefficient temperatura T K temperature koeficient upora pri kotaljenju f rolling friction coefficient specifična notranja energija u J/kg specific internal energy pospešek prostega pada g m/s2 acceleration due to gravity prostornina V m3 volume h J/kg specific enthalpy kot strmine (ceste) a road inclination angle masni vztrajnostni moment J kg-m2 mass moment of inertia j crank rotation angle masa m kg mass gostota r kg/m3 density vrtilni moment M Nm torque presežek zraka l air excess ratio tlak p Pa pressure kotna hitrost w s-1 angular speed toplota Q J heat energy Indeksi: Indices: puhalo charger indeks odvisen o smeri toka index depending on flow direction dizelski motor Diesel engine turbina turbine indeks opazovane nadzorne prostornine index of the considered volume turbopuhalo turbocharger indeks povezanih prostornin index of connected volumes vozilo V vehicle 6 LITERATURA 6 REFERENCES [1] Briistle, C, Wagner, J., Tran Van, K., K. Burk (1990) Turbocharging techniques for sports car engines. Proceedings of the 4th International Conference on Turbocharging and Turbochargers, Paper C405/055, Institution of Mechanical Engineers, 317-328. [2] Walsham, B.E. (1990) Alternative turbocharger systems for the automotive Diesel engine. Proceedings of the 4th International Conference on Turbocharging and Turbochargers, Paper C405/036, Institution of Mechanical Engineers, 39-49. [3] Medica, V. (1988) Simulation of turbocharged Diesel engine driving electrical generator under dynamic working conditions. (in English), Ph.D. Thesis, University of Rijeka, Technical Faculty Rijeka. [4] Brucker, E, G.M. Wolters (1991) New engine design for high mean effective pressures. Proceedings of the 19th International Conference on Combustion Engines, CIMAC, Florence, Paper D36, 1-16. [5] Ogawa, H., Hayashi, M., M. Yashiro (1991) Development of a continuous and feedback controlled variable nozzle turbine turbocharger system for heavy-duty trucks. Proceedings of the 19th International Conference on Combustion Engines, CIMAC, Florence, Paper D64, 1-8. [6] Schulmeister, R., F. Haug (1995) High-performance diesels meet off-highway requirements. Proceedings of the 21st International Conference on Combustion Engines, CIMAC, Interlaken, Paper D11, 1-15. stran 511 |^BSSITIMIGC V. Medica: Numeri~na analiza - Numerical Analysis [7] Engels, B., H.J. Hemer (1997) Turbolader mit verstellbarer Turbinengeometrie für Nutzfahrzeugmotoren. 6. Aufladetechnische Konferenz, Dresden, 1-2 Oktober, 115-130. [8] Willmann, M. et al. (1995) Der neue 81 kW-TDI-Motor von Volkswagen. MTZ Motortechnische Zeitschrift 56, 12,.722-727. [9] Truscott, T, B. Porter (1997) Die Simulation modelbasierter für einen VTG-Dieselmotor. MTZ Motortechnische Zeitschrift 58, 9, 558-562. Avtorjev naslov: prof.dr. Vladimir Medica Tehnički fakultet Sveučilišta u Rijeci Vukovarska 58 51000 Rijeka, Hrvatska Author’s Address: Prof.Dr. Vladimir Medica Faculty of Engineering University of Rijeka Vukovarska 58 51000 Rijeka, Croatia Prejeto: Received: 5.11.1999 Sprejeto: Accepted: 3.12.1999 | ^SSfiflMlCC | stran 512