: 터빈 단열효율
: 정압비열(kcal/kg )℃
: 대기압력(bar.abs)
: 송풍기 단열효율
: 비열비
: 터빈 입구압력(bar.abs)
: 기계 효율
: 유량(kg/min)
: 송풍기 출구압력(bar.abs)첨자,
:공기,
:가스,
:연료과급기의 전 효율(
)은 다음 식 (5.2)로 나타낼 수 있으며,
×
×
(5.2) Fig. 5.10 에서는 각 항목의 값과 식 (5.2)을 식 (5.1)에 대입하여 계산한 결과 25%, 부하에서 과급기 효율이 각각 로 나타났으며 부하가 감소할수50%, 75% 48%, 59%, 64% ,
록 과급기 효율이 낮게 나타나고 있는 것을 확인할 수 있다. 특히, 저부하 시 낮은 과 급기 효율 때문에 급기압력이 배기압력보다 낮게 나타나고 있는 것이 확인된다.
Table 5.3 Calculation of turbocharger efficiency
Contents Load
Unit 25% 50% 75%
공기의 정압비열 kcal/kg℃ 0.240 0.240 0.240
가스의 정압비열 kcal/kg℃ 0.276 0.276 0.276
공기량 kg/min 8.265 13.195 18.415
연료량 kg/min 0.57 0.91 1.27
0.935 0.935 0.935
송풍기 출구온도 K 298 302 306
터빈입구온도 K 510 556 556
대기압 kgf/cm2 1.033 1.033 1.033 bar 1.013 1.013 1.013
송풍기 출구압력kgf/cm2 1.276 1.546 2.010 bar 1.251 1.516 1.971
bar 1.235 1.497 1.946
터빈입구압력 kgf/cm2 1.283 1.517 1.940 bar 1.308 1.487 1.902
0.774 0.681 0.533
압축기단 비열비 1.40 1.40 1.40
터빈단 비열비 1.33 1.33 1.33
0.286 0.286 0.286
0.248 0.248 0.248
일의 열당량 kcal/(kgf cm)ㆍ 2.34E-05 2.34E-05 2.34E-05
가스정수 kg cm/(kg K)ㆍ ㆍ 2927 2927 2927 Efficiency of T/C 0.480(48%)
0.593 (59%)
0.647 (64%)
최근에는 이에 대한 대책으로 Fig. 5.10 과 같이 저부하에서 낮은 배기에너지를 효과 적으로 사용하기 위해 터빈의 노즐 면적을 변경시키는 VTA(Variable Turbine Area) 또 는 VGT(Variable Geometry Turbine)가 T/C에 적용되고 있는 추세다. 엔진의 부하에 따 라 노즐 링을 자동으로 조절함으로써 저부하에서 보다 많은 양의 공기를 공급할 수 있 고, 이로 인해 저부하에서의 급기 압력을 향상시킬 수 있다. 이러한 장점을 고려할 때, 저부하에서 장기간 운전하고자 하는 디젤엔진이라면 T/C Matching 시 VTA(또는 를 적용함으로써 저부하에서 발생하는 급기압력 저하 및 배기가스 역류 등의 문제 VGT)
점들을 개선할 수 있을 것으로 판단된다.
Fig. 5.10 The principles of VTA system
적극적 방안 5.2
배기 매니폴드 형상 변경 5.2.1
다( )多 실린더 기관의 경우 과급효과를 높이기 위하여 흡 배기관내 동적효과를 적극ㆍ 적으로 이용하고자 하는 연구가 많이 보고되고 있다[5]. 다 실린더 기관의 배기 매니폴 드에 있어서 다수의 실린더를 하나의 관 또는 용기로 연결하면 배기간섭이 발생하여 배기관의 효과를 충분히 이용할 수 없다. 일반적으로 배기밸브가 열리는 유효기간은 크랭크각 240ﾟ 정도이기 때문에 2, 3실린더 기관의 경우 착화위상각이 각각 3관 ﾟ와 이므로 여유가 있어서 두 경우 모두 배기관 동적효과를 충분히 이용할 수 있으며
240ﾟ ,
또 관실린더의 경우도 3실린더씩 2개의 매니폴드로 나누어서 충분히 배기관 동적효과 를 이용할 수 있다. 하지만 4, 괵실린더의 경우는 착화위상각이 각각 180ﾟ와 144ﾟ이므 로 배기밸브가 열리는 유효기간보다 짧게 되어 이로 인한 배기간섭이 발생한다. 따라 서 배기 매니폴드의 형상이 배기관내 압력파형에 미치는 영향을 검토하여 배기관의 동 적효과를 이용할 수 있는 배기 매니폴드의 형상을 검토하고자 한다.
다 실린더 기관의 경우 배기 매니폴드의 구성은 매우 복잡하기 때문에 구성요소 각각 의 영향을 검토하는 것은 현실적으로 곤란하다. 따라서 본 연구에서는 각 실린더 헤드 출구와 배기 매니폴드가 결합되는 동일한 형태의 관 요소와 집합관 형태의 관 요소로 구성되는 간단한 구조의 배기 매니폴드를 대상으로 검토하였다.
Fig. 5.11은 배기 매니폴드의 형상변경을 위한 계산모델로 그림에서는 실린더와 배기 관계만 표시했다. 배기가스의 맥동효과를 이용하기 위하여 흡기 매니폴드는 그대로 두 고 배기 매니폴드만의 형상 변경을 고려하였다. 이 경우 배기관계는 앞에서 언급한 바 와 같이 기본적으로 두 개의 관 요소로 구성된다. 즉, 각 실린더로부터 배기가스를 유 도하는 관 와 집합관으로서의 관 로 구성되는 배기 매니폴드를 검토대상으로 하 고, 각 관 요소가 체적효율에 미치는 영향을 시뮬레이션 계산에 의해 조사하였다. 배 기 매니폴드를 제외한 모든 조건 흡기 압력( , 흡기관계 수치 등 은 다른 계산에서와 동) 일하다.
먼저, 관 의 길이 변화가 체적효율에 미치는 영향에 대해 시뮬레이션 하였다.
Fig. 5.12는 5번 실린더의 흡 배기밸브에서의 압력변화를 나타내고 있다ㆍ . 실린더 폭발순서는 1-2-4-5-3 이며, 관 의 길이는 0.1m로 일정한 상태에서 관 의 길이만 변경하였다.
의 길이가 0.6m인 경우 밸브 오버랩 기간 중 압력상승을 일으킨 압력파는 3번 실 린더의 압력파로서 관의 길이가 길어질수록 압력파의 도달 시기가 늦어져 밸브 오버랩 기간을 벗어나게 되고 의 길이가 2.6m가 되면 압력파는 배기밸브가 닫힌 이후에 도 달함을 알 수 있다. 또한, 5번 실린더의 반사파도 관의 길이가 길어짐에 따라 도달시 간이 늦어져 밸브 오버랩 기간 초기의 압력 상승에 영향을 끼치는 것으로 판단된다.
즉, 3번 실린더로부터 도달한 밸브 오버랩 기간에 존재하던 높은 배기압력파는 관
의 길이가 길어질수록 밸브 오버랩 기간의 후기로 밀려가게 되고, 5번 실린더 자신의 반사파 또한 밸브 오버랩 기간의 초기에 나타나게 된다. 결과적으로 밸브 오버랩 기간 의 배기압력이 낮게 되도록 하기 위해서는 3번과 5번 실린더로부터의 압력파 영향이 나타나지 않도록 할 필요가 있으며, 관 의 길이가 2.6m일때 비교적 이러한 조건이 만족된다고 분석된다.
Fig. 5.13 은 관 의 길이 변화에 따른 흡 배기 밸브에서의 가스속도의 변화를 보ㆍ 여준다. 밸브 오버랩 기간 중 흡기의 속도가 음(-)인 부분이 의 길이가 길어짐에 따 라 감소하고 있으며, Fig. 4.3 에 비해 많이 감소한 것을 알 수 있다.
Fig. 5.14 는 배기관 의 길이에 따른 체적효율의 변화를 보여준다. 체적효율이 향 상된다는 것은 흡기의 압력이 상승하여 흡기가 충분히 공급된다는 것을 의미하며, 상 승한 흡기 압력에 의해 역류가 감소한다는 것을 뜻한다. 의 길이가 0.6m에서 체적효 율이 89%였던 Fig. 4.3 에 비해 의 길이가 2.6m인 Fig. 5.13은 124%로서 약 35%가 증가한 것을 알 수 있다.
Fig. 5.11 Modified manifold for calculation
Fig. 5.12 Pressure variations in case of each length of pipe (@= 0.1m)
Fig. 5.13 Prediction of reverse flow in case of each length of pipe (@= 0.1m)
Fig. 5.14 Influences of exhaust pipe length for volumetric efficiency simulated
다음으로 관, 의 길이변화가 체적효율에 미치는 영향에 대해 시뮬레이션 하였다.
Fig. 5.15 는 5번 실린더의 흡 배기밸브에서의 압력변화를 나타내고 있다ㆍ . 관 의 길이는 0.6m로 일정한 상태에서 관 의 길이만 변경하였다. 그림으로부터 관 의 길이가 길어질수록 배기압력 파형의 위상은 기본적으로 큰 변화가 보이지 않고 맥동 폭이 감소하여 평활화되는 경향을 나타낸다. 관 의 길이가 일정하므로 이웃하는 실 린더로부터 도달하는 압력파의 위상은 기본적으로 변하지 않는다. 따라서 관 의 영 향은 각 실린더로부터 도달한 압력파가 터빈 입구에서 반사되어오는 실린더 수만큼의 정압파의 영향으로 서로 상쇄되어 압력진폭이 감소되는 것으로 판단된다.
Fig. 5.16 은 관 의 길이 변화에 따른 흡 배기 밸브에서의 가스속도 변화를 보여ㆍ 준다 밸브 오버랩 기간 중 흡기의 속도가 음. (-)인 부분이 의 길이가 길어짐에 따라 감소하고는 있으나 Fig. 4.3에 비해 크게 개선되지 않음을 알 수 있다.
Fig. 5.17 은 배기관 의 길이에 따른 체적효율의 변화를 보여준다. 관 의 길이 가 길어질수록 체적효율은 향상되고 있으나, Fig. 4.3 의 체적효율이 89%임에 비해 Fig. 5.16 은 95%로서 약 6% 정도 소폭 증가하였음을 나타낸다.
Fig. 5.15 Pressure variations in case of each length of pipe (@= 0.6m)
Fig. 5.16 Prediction of reverse flow in case of each length of pipe (@= 0.6m)
Fig. 5.17 Influences of exhaust pipe length for volumetric efficiency simulated
이들의 검토결과로부터 체적효율을 향상시키기 위해서는 배기관 의 길이를 변화시 키는 것이 배기관 의 길이를 변화시키는 것보다 더 효율적이라는 것을 알 수 있다.
따라서 배기관 를 체적효율을 변화시키는 주 인자, 배기관 를 보조적 인자라 할 수 있다. 그러나 실제기관의 한정된 설치공간을 고려하면 관 의 길이 증가는 많은 설치 공간이 필요하게 된다. 따라서 배기간섭을 피하면서 배기 매니폴드의 설치공간을 최소화하기 위해서는 Fig. 5.11- (b)에 나타낸 매니폴드와 같이 착화위상각이 먼 실린 더끼리의 관 를 결합시키는 것이 바람직하다고 판단된다.
Fig. 5.18 은 Fig. 5.11- (b)의 배기 매니폴드를 이용한 경우를 시뮬레이션하여 흡ㆍ 배기 밸브에서의 가스속도를 계산한 결과이다. 이 모델에서는 배기관의 길이를 감소시 키기 위해 폭발순서를 고려하여 가용한 실린더의 배기관을 연결함으로써 인접한 실린 더에 의한 배기간섭을 최소화하고자 하였다. 그림으로부터 밸브 오버랩 기간 중 흡기 가 역류하는 구간이 발생하지 않음을 알 수 있다.
상기의 방안들을 통해 배기 매니폴드의 형상을 변경시켜 배기가스의 동적효과를 적 극적으로 이용하는 것이 체적효율을 향상시키고 역류를 방지하는 효과적인 방법임을 입증할 수 있었다.
Fig. 5.18 Prediction of reverse flow at intake valve in case of Type-(b)
실린더 수 변경 5.2.2
앞에서 언급한 바와 같이 배기계의 동적효과를 이용한 배기 매니폴드의 설계에는 착 화위상각이 밀접하게 관계한다. 대상엔진은 5 실린더이기 때문에 착화위상각이 배기밸 브가 열리는 기간보다 작기 때문에 배기간섭을 피할 수 없다. 따라서 6 실린더로 하여 배기 매니폴드를 분리하고 이중 입구터빈(Twin-entry Turbine)을 이용하도록 배기 매 니폴드를 설계하면 배기간섭을 피할 수 있을 것으로 판단되며, 특히 저부하에서의 역 류발생을 억제하는 효과를 기대할 수 있을 것으로 판단된다.
Fig. 5.19 에서는 총 6개의 배기관을 개의 배기관씩 모아서 하나의 배기관으로 연결3 하고 두 개의 입구를 갖는, Twin-entry Turbine에 연결한 형태에 대해 고려하고자 한다.
Fig. 5.19 Calculation model of exhaust manifold with Twin-entry Turbine