UNIVERZA V LJUBLJANI

Fakulteta za strojništvo

VPLIV HLAJENJA IZPUŠNEGA ZBIRALNIKA NA

DINAMIČEN ODZIV TLAČNO POLNJENEGA

DIZELSKEGA MOTORJA ZA PLOVILA

DIPLOMSKA NALOGA

VISOKOŠOLSKEGA STROKOVNEGA ŠTUDIJA

Jure Prelesnik

Ljubljana, januar 2010

UNIVERZA V LJUBLJANI

Fakulteta za strojništvo

VPLIV HLAJENJA IZPUŠNEGA ZBIRALNIKA NA

DINAMIČEN ODZIV TLAČNO POLNJENEGA

DIZELSKEGA MOTORJA ZA PLOVILA

DIPLOMSKA NALOGA

VISOKOŠOLSKEGA STROKOVNEGA ŠTUDIJA

Jure Prelesnik

Mentor: doc.dr. Tomaţ Katrašnik, univ.dipl.fiz.

Ljubljana, januar 2010

I

ZAHVALA

Na prvem mestu bi se rad zahvalil upokojenemu profesorju dr. Ferdinandu Trencu, ki mi je

skozi zanimiva predavanja posredoval vsa potrebna znanja in me tako navdušil za izdelavo

diplomske naloge.

Zahvala gre tudi mentorju docentu dr. Tomaţu Katrašniku in dr. Samuelu Rodmanu

Oprešniku, ki sta investirala veliko dela in volje v pripravo diplomske naloge.

Posebna zahvala gre mojim dragim sošolcem in dobrim prijateljem, ki so mi skozi študij na

Fakulteti za strojništvo vedno stali ob strani in me moralno motivirali. Leta, ki smo jih

skupaj preţiveli v predavalnicah, bom vedno štel med najdragocenejša v svojem ţivljenju.

Za podporo in pomoč tekom študija bi se rad lepo zahvalil tudi svoji druţini.

II

A. Copyright c :

- Jure Prelesnik

- doc.dr. Tomaţ Katrašnik, univ.dipl.fiz.

Kopiranje in vsakršen drug način razmnoţevanja v celoti ali posameznih delov ni

dovoljeno brez predhodnega pisnega dovoljenja nosilcev te pravice.

B. Glede na Zakon o avtorski in sorodnih pravicah UL RS št. 21/1995 in Zakon o

industrijski lastnini UL RS št. 13/1992, 13/1993, 27/1993, 34/1997 in 75/1997 velja še

naslednje:

Diplomsko nalogo – arhivski izvod si je moţno ogledati samo v prostorih knjiţnice

Fakultete za strojništvo v Ljubljani s pisnim dovoljenjem:

1. avtorja - diplomanta Jure Prelesnik __________________

2. mentorja doc.dr. Tomaţ Katrašnik, univ.dipl.fiz. ___________________

Če ni avtorjevega - diplomantovega podpisa, je diplomska naloga v knjiţnici Fakultete za

strojništvo v Ljubljani nedostopna za vpogled. O dostopnosti odloča tudi mentor sam ali na

predlog podjetja, ki je izdelavo naloge sponzoriralo.

III

Tek. štev.: S 1770 UDK 621.43.053:629.52

VPLIV HLAJENJA IZPUŠNEGA ZBIRALNIKA NA DINAMIČEN ODZIV

TLAČNO POLNJENEGA DIZELSKEGA MOTORJA ZA PLOVILA

Jure Prelesnik

Ključne besede: dizelski motor

tlačna polnitev

izpušni zbiralnik

entalpija

prehodni reţim delovanja

Izvleček:

V diplomskem delu je analiziran vpliv dveh konstrukcijskih izvedb izpušnih zbiralnikov,

neposredno in posredno vodno hlajenega zbiralnika, na delovanje tlačno polnjenega

dizelskega motorja za pogon plovil v prehodnem reţimu delovanja. Za namen izvedbe

meritev je bilo izdelano krmiljenje dobave goriva vključno s funkcionalnostjo omejevanja

dobave goriva v prehodnem reţimu delovanja. Primerjalne meritve so bile izvedene za

različne spremembe delovnih reţimov motorja. Rezultati stacionarnih in nestacionarnih

meritev potrjujejo boljše zmogljivosti motorja s posredno hlajenim izpušnim zbiralnikom.

IV

No.: S 1770 UDC 621.43.053:629.52

INFLUENCE OF THE EXHAUST MANIFOLD COOLING ON THE DYNAMIC

RESPONSE OF TURBOCHARGED MARIN DIESEL ENGINE

Jure Prelesnik

Key words: Diesel engine

Turbo charging

Exhaust manifold

Enthalpy

Transient

Abstract:

The influence of directly and indirectly water cooled exhaust manifold constructions on

performance of a turbocharged marine diesel engine was analyzed in this thesis. A control

system for fuel delivery including fuel limiters in transient engine operation was developed

to enable credible comparisons of both manifold constructions. Transient experiments were

performed for different load increases. Results of steady state and transient measurements

confirm better performance of the engine equipped by indirectly cooled exhaust manifold.

V

KAZALO

1. Uvod .................................................................................................................................. 1

2. Osnovni princip tlačne polnitve motorjev z notranjim zgorevanjem ................................ 3

2.1 Korelacija med gibno prostornino motorja in pridobljenim delom ter masnim tokom

delovne snovi in močjo motorja ........................................................................................ 3

2.1.1 Korelacija med gibno prostornino in pridobljenim delom ................................... 3

2.1.2. Korelacija med masnim tokom zraka in močjo motorja ..................................... 4

3. Analiza razpoloţljive energije izpušnih plinov ................................................................ 5

3.1. Radialna turbina .......................................................................................................... 6

3.2. Centrifugalni kompresor ............................................................................................ 9

3.3. Prilagoditev turbine in kompresorja ......................................................................... 12

3.3.1. Prilagoditev turbine in kompresorja stacionarnem obratovanju ........................ 14

3.4. Dinamika turbo polnilnika ........................................................................................ 15

4. Upravljanje vozila z elektronskimi sklopi ....................................................................... 16

4.1. Koračna sprememba obremenitve in omejitve serijskega krmiljenja ....................... 16

4.2. Solenoidni aktuator ................................................................................................... 17

4.3. Modulacija širine pulza ............................................................................................ 18

4.4. Ojačevalec PWM signala ......................................................................................... 19

4.5. Krmilna zanka........................................................................................................... 20

4.5.1. Proporcionalni člen ............................................................................................ 20

4.5.2. Integralni člen .................................................................................................... 21

4.5.3. Diferencialni člen .............................................................................................. 22

4.5.4. Teoretično in eksperimentalno določanje Kd, Ki in Kp .................................... 23

5. Laboratorijski preizkus .................................................................................................... 24

5.1. Opis merilne opreme ................................................................................................ 24

5.1. 1. Specifikacija prototipnega motorja za plovila STEYR MOTORS M14 TC .... 26

VI

5.1. 2. Dinamometer ................................................................................................... 26

5.1. 3. Temperaturna zaznavala ................................................................................... 27

5.1.4. Tlačno zaznavalo ............................................................................................... 28

5.1.5. Meritev temperature in vlage vstopnega zraka ................................................. 28

5.1.6. Kontrolne naprave, zajem podatkov in programska oprema ............................. 29

5.2. Omejevanje dobave goriva – LDA krmilnik ............................................................ 30

6. Meritve v stacionarnih točkah ......................................................................................... 31

6.1. Temperatura izpušnih plinov na izstopu iz zbiralnika .............................................. 32

6.2. Absolutni polnilni tlak v polnilnem zbiralniku......................................................... 32

6.3. Emisije trdnih delcev ................................................................................................ 33

6.4. Specifična poraba goriva .......................................................................................... 34

7. Meritve v prehodnem reţimu obratovanja....................................................................... 35

7.1. Rezultati meritev v prehodnem reţimu obratovanja................................................. 36

7.1.1. Rezultati meritev pri vrtilni frekvenci motorja 2500 1/min .............................. 37

7.1.2. Rezultati meritev pri vrtilni frekvenci motorja 3000 1/min .............................. 43

8. Zaključek ......................................................................................................................... 47

9. Literatura ......................................................................................................................... 49

VII

Oznake

Oznaka Opis Enota

A prerezna površina mm2

B gostota magnetnega polja Vs/m2

C hitrost m/s

cp, cv specifična toplota J/kgK

d valj premer valja mm

e(t) krmilni odstopek V

F sila N

h entalpija kJ/kg

Hi spodnja kurilna vrednost kWh/kg

I električni tok A

i faktor taktnosti motorja

J vztrajnostni moment kg m2

Kp, Ki, Kd, Ku konstante ojačenja

K stehiometrična konstanta

M navor Nm

m masa kg

m masni tok kg/s

n vrtilna frekvenca 1/min

Q toplota J

peff srednji efektivni tlak mbar

p tlak v polnilnem zbiralniku mbar

P moč,toplotni tok W

R splošna plinska konstanta J/K mol

s entropija J/kg K

T temperatura K

Vvalja prostornina valja mm3

W energija J

VIII

Grški simboli

Indeksi

Oznaka Opis Enota

α kotni pospešek 1/s2

β fazni proporcionalni faktor

ζ faktor za analizo bilance

turbo polnilnika

η izkoristek

κ cp/ cv

λ razmernik zraka

μ permeabilnost Vs / Am

ρ gostota snovi kg/m3

ω kotna hitrost 1/s

∆ inkrement

Oznaka Opis Enota

T turbina

K kompresor

1

1. Uvod

V letu 1892 je nemški izumitelj Rudolf Christian Karl Diesel objavil razpravo z naslovom

»Teorija in konstrukcija učinkovitega toplotnega stroja, ki bo nadomestil parni stroj in

današnje motorje z notranjim izgorevanjem«. V njej je pojasnil osnovo svojega

ţivljenjskega dela in patentiral izum dizelskega stiskalnega motorja.

Danes je dizelski motor na podlagi nenehnega razvoja eden izmed primarnih delovnih

strojev za pogon stacionarnih in mobilnih naprav. Način in delovanje dizelskega motorja

dopušča konstrukcijo motorja z visokim kompresijskim razmerjem, ki je pogoj za visok

termični izkoristek procesa. Z uporabo prisilnega polnjenja in vmesnega hlajenja zraka

dosegajo dizelski motorji enako specifično moč kot Ottovi motorji za pogon serijskih

avtomobilov.

Za povečanje gostote zraka pred vstopom v motor so najbolj razširjeni turbinski polnilniki,

ki energijo izpušnih plinov v turbini pretvorijo v mehansko delo, ki se v kompresorju

porablja za povečanje tlaka. Večja kot je gostota vstopnega zraka v motor, večja je

največja količina dizelskega goriva, ki se pri procesu termične oksidacije v motorju

pretvori v toploto. Del te toplote se v fazi ekspanzije plinov pretvori v koristno delo, ki se

odda na gred motorja. Preostali del toplote se prenese v okolico, delno skozi hladilni sistem

motorja, delno v obliki sevanja, delno pa v obliki izpušnih plinov, ki zapustijo motor.

Energija slednjih pa se pri tlačno polnjenem motorju porabi za pogon turbine turbinskega

polnilnika.

Pri motorjih, ki se uporabljajo za pogon manjših plovil, je temperatura izpostavljenih delov

izpušnega sistema omejena z direktivo Evropskega parlamenta in Sveta 94/25/EC, z dnem

16. junij 1994, o pribliţevanju zakonov in drugih predpisov drţav članic v zvezi s plovili

za rekreacijo.

»5.1.3. Izpostavljeni deli

V primeru, če motor ni zaščiten s pokrovom ali lastnim ohišjem, je potrebno izpostavljene

gibajoče se ali vroče dele motorja, ki lahko povzročijo telesne poškodbe, učinkovito

zaščititi.« (Official Journal L 164 ,1994,stran 0015 – 0038)

»5.1.3. Splošno

Vrsta montirane opreme ter projektiranje plovila morata upoštevati nevarnost in širjenje

poţara. Posebna pozornost se nameni okolici naprav z golim plamenom, vročim območjem

motorja, pomoţnim strojem, prelivom olja in goriva, izpostavljenim naftnim derivatom in

cevem za gorivo ter izogibanju električne napeljave nad vročimi območji strojev.« (Official

Journal L 164 ,1994,stran 0015 – 0038)

V ta namen je tovarniški izpušni zbiralnik Steyr M14 motorja vodno hlajen. Glavna slabost

osnovne izvedbe zbiralnika je intenziven prenos toplote zaradi visokega koeficienta

toplotne prehodnosti in velike temperaturne razlike med izpušnimi plini ter hladilno vodo.

Izpušnim plinom se tako odvede velik del toplote, zaradi česar se njihova temperatura pred

vstopom v turbino občutno zmanjša.

2

Slika 1.0 Model prototipnega izoliranega izpušnega zbiralnika z dvojno steno

V laboratoriju za toplotne batne stroje - LTBS je bil zasnovan, izdelan in v sklopu te

diplomske naloge preizkušen prototipni dvo-komorni izpušni zbiralnik. Zunanja komora

zbiralnika je v skladu z zakoni in s predpisi hlajena z vodo, v notranji komori pa se nahaja

izpušna cev, ki je od hladilne vode ločena z zračno rego. Uvedba zračne rege bistveno

zmanjša toplotni tok iz izpušnih plinov na stene zbiralnika, saj se občutno zmanjša

koeficient toplotne prehodnosti iz izpušnih plinov na hladilni medij, zaradi česar je

temperatura izpušnih plinov pri vstopu v turbino občutno večja. Z uporabo izoliranega

izpušnega zbiralnika se tako zmanjša specifična poraba goriva in emisije trdih delcev,

njegova sposobnost doseganja večjega polnilnega tlaka pa omogoča vbrizgavanje večje

količine goriva, zaradi katere se izboljša dinamični odziv motorja in poveča njegova

zmogljivost.

3

2. Osnovni princip tlačne polnitve motorjev z notranjim

zgorevanjem

Tlačna polnitev omogoča povečanje mase zraka v valjih motorja. V njem lahko tako zgori

večja količina goriva, s čimer doseţemo večji srednji efektivni tlak in posledično večji

navor ter moč motorja. Tlačno polnjeni motorji zato pri enaki delovni prostornini dosegajo

večji navor kot motorji brez tlačne polnitve. Masa zraka v valju je pri nespremenjeni

delovni prostornini motorja in volumetričnem izkoristku odvisna od gostote zraka v

polnilnem zbiralniku. S tlačno polnitvijo zato ţelimo povečati tlak v polnilnem zbiralniku

od hkratnem majhnem povečanju temperature. Za dosego slednjega cilja se uporablja

vmesno hlajenje polnilnega zraka.

Prednost tlačno polnjenih motorjev pa ni le večja moč, ampak tudi ta, da lahko z ustrezno

spremembo dovedene količine zraka vplivamo na emisije okolju škodljivih plinov in trdih

delcev. V sledečem podpoglavju je predstavljena in razloţena korelacija med srednjim

indiciranim tlakom, pridobljenim delom iz procesa, in gostoto delovne snovi v motorju.

2.1 Korelacija med gibno prostornino motorja in pridobljenim delom ter

masnim tokom delovne snovi in močjo motorja

Pretvorba kemične energije goriva v termično je znana pod izrazom oksidacija ali

zgorevanje. Količina sproščene termične energije je odvisna od masnega toka delovne

snovi s spodnjo kurilno vrednostjo Hi. Količina kisika, ki je potrebna za popolno

zgorevanje masnega toka goriva, je določena s stehiometričnim razmerjem. Oksidant je v

tem primeru doveden v proces zgorevanja v obliki zraka, katerega kvantiteta pogojuje

pridobljeno delo. Sodobna konstrukcija motorja zagotavlja učinkovito pretvorbo termične

energije v mehansko, ki jo motor odda na gred v obliki vrtilnega momenta.

2.1.1 Korelacija med gibno prostornino in pridobljenim delom

Maksimalna količina zraka, ki ga motor lahko zajame s svojo gibno prostornino, je podana

s sledečo enačbo

, ,zraka valj valj zraka valjm V (2.1)

Produkt polnitve valja z gostoto zraka nam podaja maso zraka. Z njo je pogojena

maksimalna količina dovedenega goriva in posledično tudi količina dela, ki ga pridobimo s

porastom tlaka in temperatur v valju motorja z notranjim izgorevanjem.

Z mehanskega stališča indicirano delo v valju predstavlja produkt sile in giba bata. Sila

deluje v obliki srednjega efektivnega tlaka na površino bata.

2

4

valj

batai bata bata bata valjaeff eff eff

dp p pW h h h VF A

(2.2)

4

S stališča termodinamike pa indicirano delo predstavlja produkt med oddano toploto in

izkoristkom procesa.

,i iodd valj

QW (2.3)

Če predpostavimo, da se vsa kemična energija pretvori v toploto ηzgorevanja=1, potem je

količina toplote enaka:

,

,

min

ivalja zraka valj

igodd valj

V HQ m H

K

(2.4)

Pri čemer je mg masa goriva, λmin je razmernik potrebnega zraka,K stehiometrična

konstanta, Hi spodnja kurilna vrednost goriva in ρzraka,valj gostota zraka v valju. Pri

predpostavitvi, da sta Hi in λ konstantni, je evidentna naslednja odvisnost:

,, zraka valjodd valj

Q (2.5)

Količina zraka mzraka,valj je odvisna od gostote zraka v valju ρzraka,valj, iz zgornje enačbe pa

je razvidno, da je gostota zraka neposredno vpliva na količino oddane toplote Qodd,valj.

Če enačimo enačbo 2.2 z enačbo 2.4, posledično dobimo relacijo:

,

,

min

ivalja zraka valj

valja zraka valjeff eff

V Hp pV

K

(2.6)

Vpeljimo še potrebne predpostavke, da se proces zgorevanja v vsakem taktu odvija na

enak, ponovljiv način in da se izgube v motorju s časom, temperaturo in tlakom ne

spreminjajo signifikantno.

Tako pridemo do zaključka, da je srednji efektivni tlak v motorju peff odvisen od gostote

polnitve valja na začetku kompresijskega takta.

2.1.2. Korelacija med masnim tokom zraka in močjo motorja

Izpeljana je bila korelacija med gibno prostornino motorja in pridobljenim delom, na

podlagi katere lahko poveţemo moč motorja z masnim tokom zraka. Masni tok zraka je

enak delovni prostornini celotnega motorja z n valji in je odvisen od števila delovnih

ciklov. Vpeljemo še indeks i, ki povezuje število vrtljajev, potrebnih za ponovitev procesa,

s številom delovnih ciklov, i= n/ndc . Za dvotaktni motor je tako i=1 in za štiritaktni motor

je i=2.

i tot dc valj valjeff eff

n

ip pV n n VP (2.7)

Vključimo še povezavo med srednjim efektivnim tlakom in gostoto polnitve valja (enačba

2.6) in tako dobimo:

_,i motorja delovna snov zrakazraka valj

n

iV mP

(2.8)

5

Z relacije lahko razberemo, da je moč motorja neposredno odvisna od masnega toka

sveţega zraka pri dizlovem procesu in od masnega toka delovne snovi pri ottovem procesu.

Vse zgoraj naštete relacije veljajo v idealnem teoretičnem modelu batnega motorja z

notranjim izgorevanjem. Izmenjava snovi se zgodi v celoti brez izgub. Pri opisu realnega

modela moramo upoštevati, da se valj v izpušnem taktu ne izprazni popolnoma. Prav tako

je v obzir treba vzeti prekrivanje ventilov. Pri nekaterih motorjih sta sesalni in izpušni

ventil za kratek časovni interval odprta sočasno. V tem času del delovne snovi ali sveţega

zraka odteče iz valja.

3. Analiza razpoložljive energije izpušnih plinov

Razpoloţljiva energija, ki bi se lahko v radialni turbini pretvorila v vrtilni moment na gredi

turbo polnilnika je odvisna od poteka tlaka, temperature in masnega toka izpušnih plinov,v

izpušnem taktu. Po odprtju izpušnega ventila se na poti skozi izpušni sistem pojavijo

energijske izgube, ki jih po izvoru lahko razdelimo na tri glavne smeri; visoko hitrostni

pretok viskoznih plinov skozi izpušne kanale, nepovračljivost termo dinamskih procesov in

prevod toplote skozi stene izpušnega sistema.

Energetske pretvorbe, ki jih masni delec doţivi na svoji poti skozi izpušni sistem so

reprezentativno prikazane na sliki 3.1. Točka 1 predstavlja stagnacijske razmere v valju in

točka 2 predstavlja tokovne razmere v grlu izpušnega ventila, kjer lahko izpušni plini ob

ekspanziji doseţejo tudi zvočno hitrost. Točka 3 nam predstavlja vstop v izpušni kanal, pri

čemer upoštevamo, da so izpušni plini adiabatno ekspandirali od začetnih razmer na

izstopu iz grla ventila do tlaka v izpušnem kanalu. Z točko 4 so označene razmere na

izstopu iz izpušnega kanala.

Slika 3.1 Evolucija plinov med izpušnim taktom [1]

Razpoloţljiva energija v poljubnem termo-dinamskem stanju je določena z zmoţnostjo

pridobitve izentropnega dela v turbini. Maksimalno količino dela pridobimo z izentropno

ekspanzijo od začetnega stagnacijskega stanja do stanja okolice, pri katerem je hitrost

plinov 0. Na sliki 3.1 je začetno stanje plinov označeno z indeksom 0 in stanje okolice z

indeksom s.

6

Pri visokih obremenitvah motorja se pri izpušnem taktu tudi do 30% razpoloţljive energije

izgubi pri pretoku skozi izpušni ventil, preden produkti izgorevanja prispejo do izpušnega

kanala [1]. V obzir je treba vzeti, da večje tlačno razmerje na ventilu pomeni daljši čas

toka plinov v zvočnem območju, kar povečuje nepovračljivost procesa. Pri nizkih

obremenitvah motorja je hitrost izpušnih plinov relativno nizka, kar pomeni, da se plini

dalj časa zadrţijo v izpušnem zbiralniku, kjer oddajo več toplote. Toplotne izgube v

zbiralniku tako predstavljajo tudi do 50% celotne razpoloţljive energije [1]. Pri poteku

preizkusa, ki bo opisan na naslednji straneh, je bilo torej potrebno povečano pazljivost

posvetiti termični stabilizaciji motorja pred vsako spremembo obremenitve.

3.1. Radialna turbina

Po smeri toka delovnega medija skozi enoto delimo turbine na aksialne in radialne. Prve

so pogosto v uporabi pri stacionarnih srednje velikih motorjih in večjih ladijskih motorjih,

slednje pa v avtomobilski industriji in industriji tovornih vozil.

Izgled radialne tubine precej spominja na centrifugalni kompresor, s to razliko,da je tok

radialno usmerjen in da je difuzorski del nadomeščen z statorskim, ki ima v modernih

turbinah tudi ţe prilagodljivo geometrijo. V primerjavi aksialnim turbinam imajo radialne

prednost, da tudi pri majhni geometriji ohranijo visoke izkoristke, so cenejše za izdelavo in

so v večini primerov tudi bolj robustne.

Radialna turbina je sestavljena iz ohišja, statorskega in rotorskega dela. Ohišje zagotavlja

homogen natok na stator, v katerem se tok izpušnih plinov pospeši na račun padca tlaka.

Pri turbinah s spremenljivo geometrijo statorskih lopatic lahko okoliščinam primerno

prilagodimo vstopne hitrostne trikotnike. Tako zagotovimo optimalno smer izpušnih plinov

pred vstopom v rotorski del. Funkcija rotorja je, da efektivno izkoristi entalpijski padec

izpušnih plinov in ga pretvori v vrtilni moment, ki se preko gredi prenese do kompresorja.

Slika 3.2 Sestavni deli radialne turbine [2]

Spremembe stanja izpušnih plinov skozi turbino lahko najbolje spremljamo v h,s

diagramu (slika 3.3). Točka 01 označuje stanje na vstopu v turbino, kjer imajo izpušni

plini ţe veliko vstopno hitrost C1 in tlak p01. V statorskem delu se izpušni plini pospešijo

7

na račun padca tlaka. Pri izentropni spremembi bi se ekspanzija končala v točki 2s, pri

politropni pa se konča v točki 2. Točka 3 predstavlja stanje plinov na izstopu iz statorskega

dela. V rotorju pride do pretvorbe kinetične in notranje energije izpušnih plinov v vrtilni

moment, prikazano v točkah 4 in 05 (analogno za izentropno pretvorbo 4s in 05s). Izstopne

pogoje predstavlja točka 05, kjer izpušni plini z izstopno hitrostjo C5 in tlakom p05

zapustijo turbino.

Slika 3.3 h,s diagram za radialno turbino [3]

Izkoristek lahko definiramo kot kvocient med dejanskim delom, ki ga turbina odda, in

delom, ki bi ga pridobili z izentropno ekspanzijo izpušnih plinov.

01, 05,

01, 05 , ,

T T T

T

T ss T s T

h h hh h h

(3.1)

Relacija med entalpijo in temperaturo:

01, 05 ,, , T ss Ts T p Th c T T (3.2)

Za izentropno ekspanzijo velja

05 , 05 ,

01,01,

1

ss T ss T

TT

pTpT

(3.3)

Če torej zdruţimo enačbi 3.2 in 3.3 dobimo naslednjo trditev

05 ,

01,, ,

01,

1

1ss T

Ts T p T

T

ph c T

p

(3.4)

8

Karakteristika turbine je prikazana v mapah. Turbinska mapa vsebuje podatek o

izentropnem izkoristku turbine ηtts pod določenimi obratovalnimi pogoji. Značilne veličine

turbine sta ekspanzijsko razmerje p01/p05 in masni tok izpušnih plinov, ki je ustrezno

korigiran s temperaturo in tlakom na vstopu v turbino.

Slika 3.4 Značilnica radialne turbine [3]

Alternativno lahko značilnico turbine prikaţemo tudi kot odvisnost izkoristka od

hitrostnega razmerja na konici lopatic. Hitrostno razmerje predstavlja kvocient med

vbodno hitrostjo lopatice in hitrostjo, ki je ekvivalentna izotropnemu padcu entalpije skozi

turbino.

1 2

01 052sC h h (3.5)

Slika 3.5 Odvisnost izkoristka radialne turbine od kvocienta hitrosti [3]

9

Ta metoda prikaza zmogljivosti turbine omogoča laţjo izbiro ustreznega kompresorja, ki

zagotavlja delovanje turbine deluje v območju njenih visokih izkoristkov.

Turbo polnilniki, ki se uporabljajo v avtomobilski industriji, obratujejo v širokem območju

masnih pretokov, saj tudi motor deluje v širokem območju vrtilnih frekvenc in

obremenitev.

Obratovalno območje radialne turbine pri relativno majhnih masnih tokovih ni omejeno,

vendar se z zmanjševanjem masnega toka zmanjšuje tudi njen izkoristek. Nekateri

proizvajalci osebnih vozil so ta problem rešili na ta način, da so na tlačno polnjen motor

dodatno, vzporedno, namestili manjšo turbino, ki učinkovito deluje v področju nizkih

vrtilnih frekvenc in majhnih masnih pretokov zraka. Na ta način so se izognili slabim

izkoristkom turbine in izboljšali dinamični odziv motorja. V področju velikih tlačnih

razmerij pa so radialne turbine omejene s pojavom zadušitve.

3.2. Centrifugalni kompresor

V prejšnjem poglavju je bilo utemeljeno, da na spremembo srednjega efektivnega tlaka

vpliva gostota polnitve valja, ki jo povečujemo s uporabo centrifugalnega kompresorja

Sestavljajo ga sledeče štiri sekcije: dovodno ohišje, rotor, difuzor in zbiralnik.

Slika 3.6 Sestavni deli centrifugalnega kompresorja [2]

Slika 3.7 prikazuje spremembe tlaka zraka na poti skozi kompresor. Vstopno ohišje

usmerja tok zraka na inducer – oko rotorja. Hitrost toka se v bliţini inducerja poveča,

česar posledica je ustrezen padec statičnega tlaka.

10

Slika 3.7 Porast tlaka skozi radialni kompresor [3]

V rotorju se vrtilni moment z gredi prenese na zrak, ki se po trajektoriji rotorskih lopatic

centrifugalno pospeši in na koncu izstopi z veliko hitrostjo v difuzor. Namen difuzorja je,

da zaustavlja masni tok zraka in njegovo visoko hitrost pretvori v ustrezno povečanje

tlaka. Zračni tok nato nadaljuje svojo pot skozi statorski del – polţa, katerega naloga je,

usmeriti tok zraka proti izhodu iz kompresorja.

Slika 3.7 prikazuje proces kompresije na diagramu odvisnosti entalpije od entropije za

radialni kompresor. Stanje zraka na vstopu v rotor je označeno s točko 1 in stanje zraka

po kompresiji s točko 05.

Slika 3.8 h,s diagram za radialni kompresor [3]

Zmogljivost radialnega kompresorja določajo njegove značilnice, ki jih razberemo iz slik

3.7 in 3.8. Z rdečo bravo je na sliki 3.8 označen proces izentropne kompresije, z modro pa

je označen nepovračljiv proces politropne kompresije, pri katerem se entropija povečuje.

11

Izkoristek kompresorja lahko definiramo z razmerjem med delom idealne kompresije in

delom, ki ga je potrebno dovesti v sistem pri realni kompresiji. Tlačna stopnja naj bo v

obeh primerih enaka. Torej je izkoristek kompresorja kvocient med izentropnim delom in

realnim delom kompresije.

05 , 01, ,

05, 01,

s K K s K

K

K K K

h h hh h h

(3.6)

Po enakem postopku,kot smo izpeljali enačbo entalpijskega padca v turbini 3.4, lahko

sedaj zapišemo entaplijko razliko v radialnem kompresorju:

05 ,

01,, ,

01,

1

1s K

Ks K p K

K

ph c T

p

(3.7)

Značilne veličine centrifugalnega kompresorja sta tlačno razmerje in masni pretok zraka, ki

je izpeljan iz Machovega števila na vstopu v kompresor. To nam omogoča primerjavo

informacij o masnem pretoku pri različnih okoliških pogojih, če pri tem ohranimo vrednost

Machovega števila konstantno.

Slika 3.9 Značilnica centrifugalnega kompresorja [4]

Slika 3.9 prikazuje tudi obratovalni reţim kompresorja, ki je v področju majhnih pretokov

in velikih tlakov omejen z mejo črpanja. Mejo črpanja doseţemo, če pri konstantnem tlaku

zmanjšamo masni tok zraka v kompresor. Pri tem se mejna plast zraka odlepi od

12

meridianske površine rotorja. V kolikor se masni tok zraka še zmanjšuje, se posledično

spremeni smer njegovega toka, kar povzroči nenaden padec tlaka in moči motorja.

Meja stabilnega obratovanja je na desno omejena z zadušitvijo kompresorja. Masni tok se

povečuje z vrtilno frekvenco kompresorja, dokler tok zraka ne doseţe zvočne hitrosti. Na

sliki 3.9 lahko to dogajanje spremljamo s črtami, ki označujejo vrtilno frekvenco rotorja.

Evidentno je, da se črte z naraščanjem masnega toka pribliţujejo ena drugi. Posledica tega

je, zadušitev masnega toka v difuzorju, znatno povečanje vrtilne frekvence in omejen

masni tok zraka na izstopu iz kompresorja.

3.3. Prilagoditev turbine in kompresorja

Izbira ustreznega turbo polnilnika je bistvenega pomena za učinkovito delovanje motorja z

notranjim izgorevanje. Iz karakteristike turbo polnilnika in motorja z notranjim

izgorevanjem je razvidno, da se obe enoti ujemata le v eni obratovalni točki motorja.

Dober primer obratovanja v eni stacionarni točki si lahko ponazorimo z generatorsko

enoto, ki večino svojega časa obratuje pri visokih obremenitvah in konstantnih vrtilnih

frekvencah. V tem primeru bo turbo polnilnik izbran na podlagi kompresijskega razmerja

motorja in masnega toka zraka. Ustrezna enoto bo tako konstantno obratovala v področju

svojih največjih izkoristkov.

Na področju pogonskih delovnih strojev za prevoz ljudi in tovora pa lahko govorimo o

dinamiki gibanja, in posledično tudi o dinamiki obratovanja motorja, v kolikor le-ta ni

opremljen s CVT-enoto. Kontinuirano variabilna transmisija omogoča konstantno

obratovanje motorja le v področju visokih izkoristkov. Tako smo v večini primerov

primorani skleniti kompromis pri izbiri ustrezne enote. Izbira je tako podrejena emisijskim

standardom, zahtevam uporabnika in ekonomiki motorja. Osnovna velikost turbo

polnilnika je določena s količino zraka, ki jo je potrebno dovesti v motor za učinkovit

proces popolnega zgorevanja.

Iz slik 3.4 in 3.9 je razvidno, da radialna turbina lahko efektivno deluje v širšem območju

masnega toka zraka kot kompresor. Iz tega sledi, da je potrebno več pozornosti nameniti

študiji kompresorskih karakteristik kot turbinskih.

Ţelja po večjih izkoristkih, razvoj in raziskave so industriji omogočile, da so v zadnjih

desetih letih na trţišče uvedli turbo polnilnike z variabilno geometrijo (VGT).

Slika 3.10 Turbo polnilnik z variabilno geometrijo statorskih lopatic [5]

13

Turbo polnilniki s fiksno geometrijo kompresorja in turbine so podvrţeni dvema

pomanjkljivostma: 1.) nezmoţnost zagotovitve visokega polnilnega tlaka v širokem

razponu vrtilnih frekvenc motorja in 2.) zakasnitvi kompresorja pri nenadnem povečanju

obremenitve. Slednji pojav z angleškim izrazom poimenujemo »turbo lag« in določa čas,

ki je potreben, da polnilni tlak doseţe vrednost, ki omogoča doseganje ţelenega navora

motorja. Zakasnitev turbo polnilnika je posledica njegove vztrajnosti, končne prostornine

izpušnega in polnilnega zbiralnika ter nizke začetne entalpije izpušnih plinov.

Variabilna geometrija statorskih lopatic omogoča spremembo kota natoka izpušnih plinov

na rotor. Posledica tega je boljši, hitrejši odziv turbo puhala. Slaba stran turbine z

variabilno geometrijo je ta, da je sestavljena iz venca rotirajočih lopatic, ki so nameščeni

po obodu statorskega dela. Lopatice so povezane preko aktuatorja, ki krmili njihov kot

zasuka. Zaradi visokih temperatur in trdnih delcev v izpušnih plinih obstaja nevarnost, da

se statorske lopatice zagozdijo na ohišje. Zato je potrebno hod aktuatorja redno

kontrolirati. Motorji za plovila so nameščeni globoko v podpalubje plovila, kjer so teţko

dostopni, in redna kontrola pomika statorskih lopatic predstavlja resen problem.

Dodatno teţavo predstavlja tudi korozija, saj morajo biti vsi vroči deli motorja v plovilih

ustrezno hlajeni. Ker se v nekaterih primerih za hlajenje motorja in izpušnega zbiralnika

uporablja morska voda, so v ta namen v blok motorja nameščene ţrtvovane anode iz cinka

ali svinca, katere tvorijo galvanski člen.

Alternativno lahko količino izpušnih plinov skozi turbino nadzorujemo tudi z obvodnim

sistemom.

Slika 3.11 Turbo polnilnik z obvodnim sistemom [6]

V kolikor tlak po kompresiji prekomerno naraste, se ta preko cevne povezave prenese do

membrane obvodnega ventila. Pritisk na steno membrane povzroči premik vzvoda, ki

odpre ventil kateri je nameščen v ohišju turbine. Izpušni plini tako zaobidejo rotor turbine

in se pretočijo v izpušno cev. Posledica tega je zniţanje vrtilne hitrosti turbine in

kompresorja, ki sta fiksno povezana preko gredi. S padcem vrtilne frekvence turbine in

kompresorja se posledično zmanjša tudi polnilni tlak v motorju. Dobra stran obvodnega

sistema je njegova robustnost in ekonomična cena, med slabe lastnosti pa lahko štejemo

dejstvo, da turbo polnilnik ne izkoristi celotne razpoloţljive energije izpušnih plinov .

14

3.3.1. Prilagoditev turbine in kompresorja stacionarnem obratovanju

Pri konstantni vrtilni frekvenci in obremenitvi, ki se ne spreminja, je količina dela, ki ga

pridobimo z ekspanzijo izpušnih plinov v turbini, enaka količini dela, ki ga namenimo za

komprimiranje zraka.

Delo, ki se ustvari v turbini v obliki vrtilnega momenta, lahko zapišemo z enačbo 3.8

,

1 1T T T s T T

TK TK

m hM P

(3.8)

Turbina in kompresor sta povezani z gredjo, ki se vrti z vrtilno frekvenco ωTK . Tako lahko

analogno zapišemo tudi enačbi za kompresor, v katerem se porablja pridobljeno delo iz

turbine:

,

1 1 1K K K s K

TK TK K TK

m hM P (3.9)

Izkoristek enote je podan s faktorjem ηTK in je posledica mehanskih izgub. Glede na

velikost enote zajema vrednost med 0.95 do 0.99. Ker obratujemo v stacionarnih točkah, se

ves vrtilni moment iz turbine prenese na kompresor, pri čemer upoštevamo, da se tlačne in

temperaturne razmere v izpušnem zbiralniku ne spreminjajo.

,

,

1 1K s K

T s T T

TK TKK TK

m hm h

(3.10)

Vpeljemo še enačbi 3.4 in 3.7, in okrajšamo vrtilno frekvenco sistema in dobimo

energetsko bilanco turbo kompresorja.

05 , 05 ,

01, 01,, ,

01, 01,

1 1

11 1

s K ss T

K TK p K T p T T

K TKK T

p pm c m cT T

p p

(3.11)

Enačba velja za tlačno polnitev s konstantnim tlakom. V kolikor je konstrukcija izpušnega

zbiralnika zasnovana tako da, izkorišča tlačna nihanja in so v enačbo vstavljene vrednosti

termo-dinamskih veličin, ki so povprečene čez cikel, lahko celoten sistem opišemo s

faktorjem β, ki ga vpeljemo v enačbo in sega od vrednosti 1 (tlačno polnjenje s

konstantnim tlakom) do 2.5 ( tlačno polnjenje z velikimi nihanji tlaka v izpušnem

zbiralniku). Prednost pulznega tlačnega polnjenja je izkoriščanje kinetične energije

izpušnih plinov, slaba pa delovanje turbine v nestacionarnem reţimu.

Dobili smo torej bilanco turbo polnilnika, ki velja tako za tlačno polnjenje s konstantnim

tlakom kot tudi za pulzni sistem. Če enačbo še ustrezno preuredimo:

05 , 05 , 01,

, ,

01,01, 01,

1 1

1 1s K ss T T

K p K T p T T K TK

KK T

p p Tm c m c

p p T

(3.12)

15

Izrazimo še tlačno razmerje:

,05 , 05 ,

,01, 01,

11

1 1T p Ts K ss T

C p CK T

CC

TTp pm c

p pm c

(3.13)

Iz enačbe 3.13 je razvidno, da če ţelimo povečati tlačno razmerje kompresorja, to najbolje

storimo z dvigom faktorja ζ- temperature izpušnih plinov pred turbino.

3.4. Dinamika turbo polnilnika

Priljubljenost dizelskih motorjev je bila v preteklosti omejena zaradi njihovih majhnih

zmogljivosti, dandanes pa moderen dizelski motor ponuja enako moč, boljšo ekonomijo in

daljšo ţivljenjsko dobo kot njegov glavni konkurent - ottov motor. Tlačna razmerja se na

podlagi razvoja novih turbo puhal, kompresorjev in vmesnega hlajenja delovne zmesi,

konstanto povečujejo in so danes ţe omejena s samo konstrukcijo motorja kot tudi z

mehanskimi lastnostmi materialov.

Problem zakasnitve odziva na nenadno povečanje obremenitve lahko pripišemo naravi

prenosa energije med motorjem in turbo polnilnikom. Ker motor in turbo polnilnik nista

mehansko povezana, je za polnitev in porast tlaka v polnilnem in izpušnem zbiralniku

potreben čas. To obdobje imenujemo prehodni reţim delovanja. Pri pospeševanju se del

energije s turbine prenese na kompresor, del pa je potreben za premagovanje

vztrajnostnega momenta turbo polnilnika in pospeševanje njegovih rotirajočih elementov.

TK T K

TK

d M Mdt J

(3.14)

Tlak na izstopu iz kompresorja je bodisi pri povišanju vrtilne frekvence bodisi pri

povečanju obremenitve motorja vedno niţji kot v ekvivalentnem stacionarnem

obratovanju. Iz tega sledi, da je tudi količina zraka dovedena v valj manjša kot pri

stacionarnih pogojih. V primeru vbrizgavanja ekvivalentne količine goriva se zaradi

primanjkljaja zraka pojavi proces nepopolnega zgorevanja zaradi katerega se poveča

emisija trdih delcev. Da se izognemo pojavu prekomernega izpusta trdih delcev, je masni

tok goriva krmiljen z omejevalcem masnega toka goriva z ozirom na tlak v polnilnem

zbiralniku. Na podlagi podatka o stanju tlaka krmilna enota ustrezno prilagodi količino

vbrizganega goriva v valj.

Če podrobno pogledamo enačbo 3.8 in 3.9 lahko opazimo, da lahko novo stacionarno

točko obratovanja doseţemo na dva načina: z ustrezno spremembo vrtilne frekvence

motorja, posledica je sprememba masnega toka skozi turbo kompresor, ali z ustrezno

spremembo obremenitve, s čimer se spremenijo temperature zgorevanja in specifična

entalpija na vstopu v turbino.

Študija enačbe 3.14 nas pripelje do ugotovitve, da lahko kotni pospešek turbo kompresorja

izboljšamo bodisi s pomanjšanjem vztrajnosti enote bodisi s povečavo razlik momentov.

Zmanjševanja vztrajnosti se lahko lotimo z uporabo lahkih temperaturno odpornih zlitin, ki

ekonomsko niso upravičljive, ali pa s spremembo geometrije rotirajočih delov, ki pa je ţe v

16

naprej določena s pričakovano zmogljivostjo motorja. Dinamični odziv določenega turbo

polnilnika lahko izboljšamo le s povečanjem Mt - Mk.

4. Upravljanje vozila z elektronskimi sklopi

V dobi hitrega napredka in razvoja elektronike se v industriji in gospodarstvu pojavljajo

vse bolj številni primeri upravljanja vozila z elektronskimi sklopi, s tujko »drive by wire«.

Dandanes drive by wire po večini nadomešča konvencionalne mehanske, pnevmatske in

hidravlične krmilne sisteme z elektronskimi aktuatorji, ki so krmiljeni prek uporabniških

vmesnikov. V avtomobilski industriji tako vse pogosteje srečujemo elektronsko krmiljene

stopalke za plin, zavoro in sklopko. Za potrebe preizkusa je bilo potrebno izdelati

nadomestni sistem krmiljenja letve goriva, saj je bil odziv serijskega krmiljenja omejen s

tovarniško elektroniko.

4.1. Koračna sprememba obremenitve in omejitve serijskega krmiljenja

Zaradi zagotovitve pričakovane ţivljenjske dobe motorja je količina goriva, ki se vbrizga v

valje motorja, omejena glede na delovne parametre motorja. Tovarniška elektronika

spremlja temperaturo hladilne vode, vrtilno frekvenco motorja, tlak olja ter tlak v

polnilnem zbiralniku. V kolikor se kateri izmed prej naštetih parametrov ne nahaja v

ustreznem območju obratovanja, krmilna enota ustrezno zmanjša količino vbrizganega

goriva v motor.

Serijsko krmiljenje letve za gorivo je tako dovoljevalo le relativno dolge in počasne

prehodne obremenitve, ki za preizkus izpušnih zbiralnikov s stališča termo-dinamske

analize niso bili primerni. V ta namen je bil izdelan krmilnik, ki je začetek prehoda

omogočal s svojim odzivom na ţeleno koračno spremembo poloţaja letve za gorivo.

Slika 4.1 Odziv krmilnika na vstopno koračno spremembo

17

Na sliki 4.1 je z zeleno črto prikazana vstopna Heavisidova koračna funkcija, z rdečo pa

odziv krmilnika. Opis in delovanje krmilnega sistema je obširneje razjasnjeno v

naslednjem poglavju.

4.2. Solenoidni aktuator

Elektromagnetni solenoidni aktuatorji so sestavljeni iz elektromagnetne tuljave, ki je ovita

okoli feromagnetnega aktuatorja. Oblika tuljave dovoljuje prosto linijsko gibanje

aktuatorja, ki ga v eno smer omejeno z vzmetjo.

Slika 4.2 Princip delovanja solenoidnega aktuatorja [7]

Ko tuljavo priključimo na enosmerno napetost, se v njej inducira magnetno polje z gostoto

B, ki je definirano po enačbi 4.1, pri čemer μ0 označuje permeabilnost (μ0 =4p*10-

7H/m), N predstavlja število ovojev in l dolţino tuljave.

2 20

4

NIB

l r

(4.1)

Enačba 4.1 velja za tuljavo, v kateri ni prisotno feromagnetno jedro. Prisotnost

feromagnetne kovine jeklenega aktuatorja poveča gostoto magnetnega polja s faktorjem

permeabilnosti. Vpeljemo tudi pogoj, da je dolţina tuljave mnogo večja kot njen radij. V

tem primeru se vse komponente magnetnega polja, ki niso vzporedne s tuljavo, izničijo

zaradi simetrije. Magnetno polje znotraj tuljave je tako homogeno.

0

NI

lB (4.2)

Smer magnetnega polja je odvisna od smeri električnega toka skozi tuljavo. Določimo jo s

pravilom desno sučnega vijaka. Če celotno magnetno polje poteka skozi jedro tuljave, je

elektromagnetna sila, ki deluje na prerez jedra, enaka:

2 2 22

2

0

02 2

magnet

N I AB AF

l

(4.3)

Iz enačbe 4.3 vidimo, da je elektromagnetna sila, ki deluje na aktuator solenoida s

presekom A in permeabilnostjo μ, odvisna od števila ovojev tuljave, njene dolţine in

električnega toka, ki teče skozi njo. Ker so v danem primeru konstrukcijske značilnice

tuljave in aktuatorja ţe podane, je edina preostala krmilna veličina električni tok.

Sprememba jakosti električnega toka torej povzroči spremembo induciranega magnetnega

18

polja in posledično spremembo elektromagnetne sile. Za krmiljenje jakosti električnega

toka se je v danem primeru izkazal primeren PWM-signal, ki je opisan v naslednjem

podpoglavju.

4.3. Modulacija širine pulza

Modulacija širine pulza ali s tujko »pulse wide modulation«, v nadaljevanju PWM, je

učinkovit način distribucije električne moči, ki sega od 0 do maksimalne moči potrošene na

porabniku. V ta namen se uporabljajo preprosta stikala, ki ob vklopu na porabniku

zagotavljajo polno moč. Modulacija širine pulza je relativno nova oblika distribucije

električne moči, ki se je razvila z uvedbo modernih močnostnih stikal.

Metode zmanjševanja električnega toka so v preteklosti vključevali variabilne upore,

katerih glavna slabost je bila, da se je v njih pretvoril velik del električne moči v toploto.

Ker so bile nazivne moči porabnikov majhne, so bile tudi električne izgube v uporovnih

vezjih sprejemljive. Variabilni upori so bile le ena metoda zmanjševanja električnega toka.

Dandanes se še vedno uporabljajo avto transformatorji, ki so sestavljeni iz navitja in vsaj

petih priključnih mest. Na primarni strani se tuljava napaja z nazivnim tokom prek dveh

fiksnih sponk, na sekundarni pa je prisotna pomična sponka, s katero se uravnava jakost

toka v sekundarnem tokokrogu. Tipična predstavnika variabilnih transformatorjev sta

autrastat, ki se uporablja za zniţevaje jakosti osvetlitve, in variac, ki sluţi za uravnavanje

električnih moči pri izmeničnih napetostih. Njuni izkoristki so relativno visoki, vendar so

temu primerni tudi proizvodnji stroški.

Kljub temu je še vedno prisotna potreba po distribuciji delne moči pri napravah, kot so npr.

servomotorji, električni štedilniki in grelniki, krmiljenje vrtilne frekvence elektromotorjev,

računalniški napajalniki, senčna stikala ... PWM-signal nam tako predstavlja vklop in

izklop stikala na tokokrogu. Pri električnih štedilnikih se stikalo vklopi nekajkrat na

minuto, pri senčnih stikalih je frekvenca 120Hz, pri napajalnikih za osebne računalnike pa

todi do nekaj sto kHz. V vseh primerih je frekvenca, s katero niha električni tok, tako

velika, da nima škodljivih vplivov na delovanje naprave, ki jo napaja.

Slika 4.3 PWM signal [8]

S tujim izrazom duty cycle, ali obratovalnim ciklusom, opišemo razmerje med časom, ko

je stikalo priţgano in celotnim časom cikla. Torej nizki obratovalni ciklus pomeni, da je

tokokrog sklenjen le za kratek del celotnega intervala, iz česar sledi, da potrošena moč na

19

porabniku relativno majhna. Obratovalni cikel je izraţen v procentih, pri čemer 0 pomeni,

da je stikalo ves čas intervala izklopljeno in 100% pomeni, da je tokokrog ves čas intervala

sklenjen.

PWM torej omeji celotno električno moč na delno raven, ne da bi se ob tem pojavljale

električne izgube v obliki toplote kot pri klasičnih uporovnih elementih. Povprečna

distribuirana moč je tako proporcionalna modulaciji obratovalnega cikla. Visoko

frekvenčni PWM-krmilni sistemi so mnogokrat sestavljeni iz polprevodniških stikal,

katerih diskretno stanje zagotavlja, da skozi stikalo ne teče električni tok, ko je izklopljeno,

in da na njem ni padca napetosti, ko je vklopljeno. V realnosti bipolarni tranzistorji in

mosfeti, ki se uporabljajo kot polprevodna stikala, niso brez notranjih izgub. Moč, ki se

porazgubi v stikalu, lahko zapišemo kot produkt električnega toka in padca napetosti na

elementu. Ker so prehodna stanja pri vklopu in izklopu stikala glede na čas, kolikor je

tokokrog sklenjen ali prekinjen, relativno majhna, je tudi moč, ki se porazgubi v stikalu pri

vklopu ali izklopu glede na povprečno distribuirano moč, zanemarljiva. Pri izdelavi

krmilnika za solenoidni aktuator smo uporabili PWM-signal iz merilne kartice, katerega pa

je bilo potrebno primerno ojačiti.

4.4. Ojačevalec PWM signala

Merilna kartica, ki smo jo uporabili pri preizkusu, je sposobna na njenem izhodu zagotoviti

krmilni PWM-signal s 5V amplitudo. Ker solenoidni aktuator za svoje delovanje potrebuje

14V, je bil v ta namen izdelan močnostni ojačevalec signala, ki je na svojem izhodu

zagotavljal dovolj visoke tokove in 14V krmilni PWM-signal.

Slika 4.4 Shema električne vezave ojačevalnika

Slika 4.4 je električna shema ojačevalnika. Na levi strani je prikazan primarni tokokrog, ki

izstopa iz merilne kartice. Primarni krog 5V je od sekundarnega 14V električno ločen

preko opto-izolatorja, ki predstavlja optično povezavo, po kateri se prenašajo signali

oziroma informacije. Z opto-izolatorjem preprečimo prenos morebitnih napak iz

sekundarnega tokokroga, v katerem se pojavljajo večji tokovi, v primarni tokokrog. Na ta

način zaščitimo vir izvornega signala pred preobremenitvijo. Bipolarni tranzistor, ki je na

shemi označen z Q1 NPN, prilagodi nivo mase sekundarnega tokokroga primarnemu in s

tem zagotovi ustrezno krmiljenje MOS-FET tranzistorja, kateri ima funkcijo stikala, ki

prekinja stik masi in s tem ustvari PWM-signal. Izhodni signal, katerega pripeljemo na

tuljavo solenoida, je v shemi debelo označen.

20

Slika 4.5 Zunanja podoba ojačevalnika PWM signala

Pripravljen je bil torej ojačevalnik, ki je bil sposoben zagotoviti ţeleni PWM-signal s

frekvenco 600Hz na ravni motorske napetosti 14(12V). Vendar pa to še ni bil zadosten

pogoj za zagotovitev ţelene lege letve goriva. Potrebno je bilo zagotoviti še primerno

krmiljenje s povratno zanko, ki bi zagotavljalo ţeleno lego letve goriva. V ta namen smo s

pomočjo teoretičnih in eksperimentalnih metod izdelali krmilni protokol ter prilagodili

parametre krmiljenja in se postopoma pribliţevali ţelenemu odzivu sistema.

4.5. Krmilna zanka

Za krmiljenje poloţaja letve goriva smo uporabili PID-krmilnik, ki se je tekom preizkusa

izkazal za najučinkovitejši krmilnik za dan krmiljeni sistem.

4.5.1. Proporcionalni člen

Proporcionalni člen predstavlja proporcionalno spremembo izhodne veličine glede na

trenutni odstopek. Odziv proporcionalnega člena je določen s produktom trenutnega

odstopka in konstante proporcionalnega ojačanja, imenovane Kp.

( )Pe tP K (4.4)

Enačba 4.4 prestavlja proporcionalni člen, Kp predstavlja konstanto proporcionalnega

ojačenja in e(t) krmilni odstopek v poljubnem časovnem trenutku, ki je določena z razliko

med ţeljnim in izhodnim signalom.

21

Slika 4.6 Odziv krmilnega sistema pri različnih proporcionalnih konstantah [9]

S slike 4.6 lahko razberemo odziv krmilnika, ob spreminjanju proporcionalne konstante

ojačenja, integralna in diferencialna konstanta ostajata nespremenjeni. Razvidno je, da

večja konstanta proporcionalnega ojačenja pomeni večjo in hitrejšo spremembo izhodne

veličine. Konstanta proporcionalnega ojačenja je navzgor omejena z mejo stabilnosti

krmilnega sistema. Pri prekomernem povečanju Kp sistem postane nestabilen in začne

periodično nihati. V nasprotnem primeru majhna konstanta proporcionalnega ojačenja

pomeni majhno spremembo izhodne veličine. Glede na velik trenutni odstopek majhen

odziv na izhodu predstavlja počasno in postopno korekcijo odstopka. S tega stališča torej

ni smiselno zmanjševati proporcionalne konstante.

Krmilnik, ki krmili sistem samo s proporcionalnim členom, lahko le zmanjša krmilni

odstopek, vendar ga zaradi svoje značilnice ne more v celoti odpraviti.

4.5.2. Integralni člen

Prispevek integralnega člena je odvisen od amplitude in trajanja krmilnega odstopka.

Integracijski člen spremlja zgodovino krmilne zanke, in integrira krmilni odstopek po času

od prve do zadnje iteracije krmilne zanke . V vsaki iteraciji zmnoţi integral krmilnih

odstopkov z integracijsko konstanto Ki.

0

( )I

t

e t dtI K (4.5)

22

Slika 4.7 Odziv krmilnega sistema pri različnih integralnih konstantah [9]

Pri uporabi proporcionalno integracijskega krmilnika integracijski člen pospeši odziv

sistema proti ţeleni vrednosti in odstrani stacionarni krmilni odstopek, ki ga zapusti

proporcionalni krmilnik. Iz slike 4.7 je vidno, da povečanje integracijske konstante

doprinese k hitrejšem odzivu krmilnega sistema, a se pri tem podaljšuje prehodni pojav, saj

krmilni sistem postaja vse bolj nemiren.

4.5.3. Diferencialni člen

Mera, s katero se pojavljajo krmilni odstopki, je v diferencialnemu členu podana s

smernim koeficientom izhodnega signala ali odvodu krmilnih odstopkov po času.

Prispevek diferencialnega člena je odvisen od konstante diferencialnega ojačenja KD.

( )D

de t

dtD K (4.6)

Diferencialni člen torej pospeši ali zavira mero, s katero se spreminja izhodni signal, in se

uporablja za zmanjševanje nihanj okoli ţelene vrednosti signala, ki jih povzroči velik

integracijski člen.

Slika 4.8 Odziv krmilnega sistema pri različnih diferencialnih konstantah [9]

23

Šibka značilnost diferencialnega člena je njegova občutljivost na motnje. V kolikor so

motnje, ki vstopajo v krmilno zanko in integracijska konstanta dovolj velike, lahko krmilni

sistem postane nestabilen.

4.5.4. Teoretično in eksperimentalno določanje Kd, Ki in Kp

Leta 1942 sta Ziegler in Nichols prvič širši javnosti objavila svojo metodo za optimiranje

krmilnih zank. Metoda temelji na principu poskusov in napak in se zaradi svoje

učinkovitosti in preprostosti uporablja širom sveta še danes. Določitev parametrov Kd, Ki in

Kp poteka po naslednjem postopku:

Integralnemu in diferencialnemu členu predpostavimo konstanti ojačenja 0

Povečujemo konstanto proporcionalnega ojačenja, dokler krmilni sistem ne začne

periodično oscilirati.

Konstanta proporcionalnega ojačenja pri kateri sistem neprestano periodično niha

se imenuje konstanta končnega ojačenja Ku

Iz grafa nihajočega krmilnega sistema določimo končno periodo nihaja Tu.

Parametre Kp,Ki in Kd za posamezen tip krmilnika, določimo z ustreznim

algoritmom,ki je prikazan v tabeli 4.1.

Tabela 4.1 Zigler-Nicholsov algoritem

Tip krmilnika Kp Ki Kd

P 0.5 Ku

PI 0.45 Ku 1.2Kp / Tu

PID 0.6 Ku 2Kp / Tu KpTu / 8

Ziegler-Nicholseva metoda predstavlja kompromis med prekoračitvijo ţelene vrednosti in

časom, v katerem dejanski signal doseţe ţeleno vrednost. Metoda ima četrtinsko

prekoračitveno karakteristiko, kar pomeni, da se amplituda prenihaja zmanjšuje s faktorjem

4. Ker ob izvedbi prehodnega pojava prenihaji letve niso bili zaţeleni, smo parametre, s

pomočjo poprej navedenih operaterskih karakteristik, ustrezno prilagodili. Končni odziv

letve goriva na skočno funkcijo je prikazan na sliki 4.1.

24

5. Laboratorijski preizkus

5.1. Opis merilne opreme

Cilj preizkusa je bil, preizkusiti ter ovrednotiti delovanje in odziv motorja v fazi prehodne

obremenitve. Na motor sta bila izmenično nameščena dva različna izpušna zbiralnika,

serijski in prototipni. Izpušna cev serijskega zbiralnika je bila neposredno hlajena z vodo,

izpušna cev prototipnega zbiralnika pa je bila izolirana z zračno rego. Preizkus je potekal v

Laboratoriju za toplotne batne stroje LTBS, Fakulteta za strojništvo, Univerza v Ljubljani.

Slika 5.1 Slika preizkuševališča

Na sledečih straneh je opisana celotna merilna veriga (slika 5.2), ki je bila uporabljena pri

izvedbi preizkusa.

25

Slika 5.2 Merilna shema

26

5.1. 1. Specifikacija prototipnega motorja za plovila STEYR MOTORS M14 TC

Izpušna zbiralnika sta bila preizkušena na tlačno polnjenem dizelskem motorju za plovila

proizvajalca Steyr Motors. Njegove osnovne karakteristike so podane v naslednji tabeli.

Tabela 5.2 Specifikacija motorja

proizvajalec STEYR MOTORS

model M14 TC - prototipni

število valjev 4

vrtina 85 mm

gib 94 mm

kompresijsko razmerje 20,5

moč 71kW

nazivna vrtilna frekvenca 3800 /min

Potrebno je izpostaviti dejstvo, da je motor prototipen in ga kot takega ni moč kupiti pri

proizvajalcu. Zato so podatki o moči in nazivni vrtilni frekvenci določeni na podlagi

izkušenj in poznavanja motorja.

Povezava od kompresorja na membrano obvodnega ventila je bila prekinjena, kar je

omogočilo primerno primerjavo rezultatov med posredno in neposredno hlajenim izpušnim

zbiralnikom. Za zagotovitev ustreznih temperatur v valjih je bil nastavljen zgoden vbrizg

goriva.

5.1. 2. Dinamometer

Motor je preko kardanske gredi povezan s stacionarno zavoro, katere zaviralna moč je

odvisna od gostote elektromagnetnega polja. Zaviralna sila se pojavi, ko skozi

elektromagnete teče električni tok. Zaradi gibanja rotirajočega diska skozi EM-polje se v

njem pojavijo vrtinčni tokovi. Posledica vrtinčnih tokov v disku je magnetno polje, ki je po

smeri nasprotno prvemu polju in tako ovira rotacijo diska. Navor se meri preko pretvornika

sile, ki je nameščen na znani ročici od osi vrtišča.

Pri preizkusu smo se posluţili krmiljenja vrtilne frekvence motorja, moč motorja pa smo

krmilili s količino vbrizganega goriva v valje.

27

Slika 5.3 Dinamometer Fe260-S

Tabela 5.2 Specifikacije dinamometra

proizvajalec Borghi & Saveri

model FE 260-S

maksimalna moč 192 kW

maksimalni navor 610 Nm

maksimalna vrtilna frekvenca 12000 / min

5.1. 3. Temperaturna zaznavala

Pri preizkusu smo spremljali temperaturo zraka v zračnem filtru, temperaturo zraka po

kompresiji, temperaturo izpušnih plinov na izstopu iz posameznega valja ter temperaturo

pred in za turbino. Za določanje temperaturnega stanja motorja smo merili tudi

temperaturo olja in temperaturo vode, ki hladi motor.

Slika 5.4 Namestitev termočlenov na serijskem zbiralniku [10]

28

Slika 5.5 Namestitev termočlenov na prototipnem zbiralniku [10]

Na vseh zgoraj naštetih mestih smo za merjenje temperature uporabili termočlene tipa K,

ki so znani po svoji široki uporabi, saj so cenovno ugodni in merijo v širokem

temperaturnem območju od -200 °C do +1350 °C. Njihova občutljivost je aproksimirana

na 41 µV/°C. Termočleni tipa K so sestavljeni iz dveh zlitin, cromel (NiCr) in alumel

(NiAl) ,po standardu DIN43710 in IEC 584-1.

Pri nameščanju termočlenov smo bili pazljivi, da so bili vsi neposredno izpostavljeni

mediju in se niso dotikali sten. S tem smo zagotovili, da je bila merjena temperatura medija

in ne okolice. Vsi elementi so bili oplaščeni z zaščitno tulko, zaradi katere se je povečala

časovna konstanta zaznavala in so odčitane temperature rahlo zaostajale za realnimi.

5.1.4. Tlačno zaznavalo

Polnilni tlak smo spremljali preko tovarniškega tlačnega zaznavala, ki je merilo tlak v

polnilnem zbiralniku. Omejeni smo bili le z njegovo zgornjo mejo merilnega razpona, ki

je segala do 2.6 bar absolutnega tlaka.

5.1.5. Meritev temperature in vlage vstopnega zraka

Za meritev temperature in relativne vlage zraka v zračnem filtru smo uporabili merilnik

T3413 proizvajalca Comet. Iz zajetih podatkov ima merilnik moţnost izračunati točko

rosišča in specifično entalpijo vstopnega zraka.

Tabela 5.3 Specifikacije merilnika Comet T3413

proizvajalec Comet

model T3413

zaznavalo Pt1000 RTD

merilni razpon temperature od -30 do +125°C

točnost ±0.4°C

merilni razpon relativne vlage od 0 do 100%

točnost ±2.5% RV od 5 do 95% pri 23°C

Zaznavalo je bilo preko adapterja Rs485USB / Rs232 priklopljeno na serijski vhod

osebnega računalnika.

29

Slika 5.6 Merjenje temperature in relativne vlage zraka v filtru

5.1.6. Kontrolne naprave, zajem podatkov in programska oprema

Kot je bilo ţe rečeno v prejšnjem poglavju, smo temperature merili s termočleni tipa K.

Njihov izhodni signal je bil voden preko National Instruments (NI) SCXI 1303 vmesnika

na 32-kanalni multiplekser – NI SCXI 1102. Izhodni signal tlaka v polnilnem zbiralniku ter

signal poloţaja letve goriva smo prek NI SCX1302 vmesnika priklopili na NI SCX1180,

podaljševalni modul s petdesetimi vijačnimi stiki. Multiplekser in podaljševalni modul sta

bila nameščena v ohišje tipa NI SCX1000, ki je bilo povezano z merilno kartico PCI - MI0

- 16E-1.

Slika 5.7 Programska oprema LabVIEW 7.1 in Tornado 3.0

Za zajem temperaturnih in tlačnih podatkov ter za krmiljenje letve goriva je bila

uporabljena LabVIEW-programska oprema, različica 7.1.

30

Krmiljenje in zajem podatkov z dinamometra je bilo izvedeno s Kristl Seibt Adac real time

krmilnikom zavore, ki je bil nadzorovan preko programske opreme Tornado 3.0. Za

diagnostiko motorja smo uporabili Steyr-diag 1.0 Beta.

5.2. Omejevanje dobave goriva – LDA krmilnik

V sklopu priprav za preizkus je bilo potrebno pripraviti tudi algoritem, ki je na podlagi

tlaka v polnilnem zbiralniku omejeval količino vbrizganega goriva, z namenom

zagotavljanja minimalnega razmernika zraka. Algoritem je bilo potrebno pripraviti za dva

različna razmernika zraka. Osnove za izdelavo algoritma so bile: znana geometrija

motorja, primerno predpostavljeni izkoristki in teoretični izračuni.

Delovni volumen motorja je določen s premerom in hodom valja.

2

44valja

delovnih

dV (5.1)

Iz enačbe 3.7 izrazimo temperaturo zraka v polnilnem zbiralniku, ki je enaka temperaturi

po kompresiji, saj zrak ni vmesno hlajen. Izkoristek kompresorja se spreminja glede na

masni tok in tlačno razmerje, zato predpostavimo vrednost, ki ustreza obratovalnim

pogojem med preizkusom, ηK=0.7.

05

05 01

01

11

11

K

pT T

p

(5.2)

Gostota zraka po kompresiji je funkcija tlaka in temperature:

0505

05

p TR

(5.3)

Masni tok zraka v motor določa enačba 5.4. Ustrezno predpostavljen volumetrični

izkoristek motorja znaša ηV=0.93.

60 4

delovni

zraka V zraka

niV

m (5.4)

Z upoštevanjem stehiometričnega razmerja K=14.7 in razmernika zraka λ=1.5 in λ=1.8

zapišemo masni tok goriva.

zraka

goriva K

mm

(5.5)

Z enačbo 5.5 je torej na podlagi tlaka zraka v polnilnem zbiralniku omejena dobava goriva.

Ţelen poloţaj letve goriva je bil s pomočjo krmilnega algoritma primerno zmanjšan z

upoštevanjem zgornjih enačb. S tem je bil zagotovljen nastavljen minimalni razmernik

zraka. V ta namen je bil predhodno izmerjen masni tok goriva v odvisnosti od vrtilne

frekvence motorja in poloţaja letve za gorivo.

31

6. Meritve v stacionarnih točkah

Primerjava med zmogljivostmi motorja med posredno in neposredno hlajenim izpušnim

zbiralnikom v stacionarnih točkah je opisana v diplomskem delu [10]. Meritve so bile

opravljene v letu 2007, rezultati so povzeti na naslednjih straneh.

Namen navedbe meritev v stacionarnih točkah je prikaz vpliva načina hlajenja izpušnega

zbiralnika na toplotne tokove, termo-dinamske parametre in zmogljivosti ter emisije

motorja. Stacionarno delovanje motorja pa predstavlja tudi limiten primer prehodnega

delovanja motorja. Rezultati stacionarnega delovanja motorja zato na jedrnat način

podajajo uvid v vpliv načina hlajenja na zmogljivosti in emisije motorja po izzvenu

prehodnih pojavov v motorju.

Meritve so bile izvedene v različnih stacionarnih točkah, katere določata vrtilna frekvenca

motorja in navor na zavori. Ta dva obratovalna parametra motorja sta bila v stacionarnih

točkah konstantna pri obeh preizkusih zbiralnikov.

Različna trenutka odprtja obvodnega ventila bi lahko negativno vplivala na primerljivost

rezultatov, zato je bila v ta namen prekinjena povezava med kompresorjem in membrano

obvodnega ventila. Omejena je bila tudi dobava goriva, zaradi katere bi se s prekomerno

količino vbrizganega goriva pri zgorevanju sprostilo več toplote. Posledica višje entalpije

izpušnih plinov, bi bilo prekomereno povečanje tlačnega razmerja na kompresorju, ki je

omejen s svojo mejo črpanja. Najvišja vrtilna frekvenca motorja pri preizkusu je bila

omejena na 4000 1/min.

Slika 6.1 prikazuje primerjavo med količino odvedene toplote v posredno in neposredno

hlajenem izpušnem zbiralniku.

Slika 6.1 Toplotni tok skozi izpušni zbiralnik, pri različnih vrtilnih frekvencah motorja [10]

32

Na sliki 6.1 je z rdečo barvo prikazana karakteristika neposredno hlajenega zbiralnika, z

modro pa karakteristika posredno hlajenega zbiralnika z zračno rego. Iz karakteristik lahko

jasno razberemo, da je v vsaki stacionarni točki neposredni prenos toplote izpušnih plinov

na hladilni medij veliko intenzivnejši kot posredni prenos preko zračne rege. V primerjavi

s posredno hlajenim zbiralnikom se v neposredno hlajenem pojavijo tudi do 10-krat večji

toplotni tokovi na hladilni medij.

6.1. Temperatura izpušnih plinov na izstopu iz zbiralnika

Slika 6.2 prikazuje primerjavo temperatur izpušnih plinov na izstopu iz zbiralnika/ob

vstopu v radialno turbino pri enakih obratovalnih reţimih.

Slika 6.2 Temperatura izpušnih plinov pred turbino [10]

Izpušni plini, ki vstopajo v neposredno hlajen zbiralnik se zaradi intenzivnega prenosa

toplote shladijo tudi za 100°C več kot v posredno hlajenem zbiralniku. Iz slike 6.2 je

razvidno, da se temperaturna razlika izpušnih plinov med zbiralnikoma povečuje s višjimi

vrtilnimi frekvencami motorja. Posledično lahko s povečevanjem vrtilne frekvence

motorja pričakujemo tudi večjo tlačno razliko med obema zbiralnikoma za kompresorjem.

6.2. Absolutni polnilni tlak v polnilnem zbiralniku

Slika 6.3 prikazuje primerjavo absolutnega polnilnega tlaka v polnilnem zbiralniku za obe

izvedbi izpušnih zbiralnikov.

33

Slika 6.3 Absolutni tlak polnitve [10]

Iz enačbe 3.2 vidimo, da je razpoloţljiva entalpija izpušnih plinov odvisna od temperature.

Ker posredno hlajen zbiralnik v celotnem obratovalnem reţimu motorja zagotavlja večje

temperature na vstopu v turbino, je tako tudi na voljo večji entalpijski padec ob ekspanziji

izpušnih plinov. Posledica tega je višje tlačno razmerje kompresorja, kar pomeni, da v valj

motorja stisnemo več zraka in vbrizgamo več goriva, s čimer lahko zagotovimo večjo moč

motorja in manjše emisije.

6.3. Emisije trdnih delcev

Slika 6.4 prikazuje primerjavo emisij trdih delcev za oba tipa izpušnih zbiralnikov pri

različnih vrtilnih frekvencah motorja.

34

Slika 6.4 Emisije trdih delcev [10]

V kolikor preseţek zraka, ki ga pridobimo z višjim polnilnim tlakom, ne izkoristimo za

povečevanje moči motorja, ga lahko učinkovito uporabimo za zmanjšanje emisij. Povečan

razmernik zraka λ pomeni, da bo v procesu zgorevanja heterogene zmesi manj področij z

lokalnim primanjkljajem zraka, kar vpliva na niţjo emisijo delcev.

6.4. Specifična poraba goriva

Slika 6.5 prikazuje primerjavo specifičnih porab goriva, pri enakih obratovalnih pogojih

za oba izpušna zbiralnika.

Slika 6.5 Specifična poraba goriva [10]

35

Iz primerjave specifične porabe posredno hlajenega in neposredno hlajenega izpušnega

zbiralnika je razvidno, da ima motor z nameščenim posredno hlajenim zbiralnikom manjšo

porabo goriva do vrtilne frekvence 3000 1/min. Najpomembnejši vpliv za boljšo specifično

porabo goriva motorja s posredno hlajenim zbiralnikom pri vrtilni frekvenci motorja pod

3000 1/min je večje razmerje med polnilnim in izpušnim tlakom, kar poveča indicirano

delo v fazi izmenjave delovnega medija. Večje razmerje med polnilnim in izpušnim tlakom

je posledica manjših toplotnih izgub v izpušnem zbiralniku in posledično višje temperature

izpušnih plinov, kot je razvidno iz enačbe 3.11. Posledica večjega polnilnega tlaka je večji

masni tok skozi motor, ki ima za posledico večje tlačne izgube pri pretoku, predvsem pri

pretoku skozi ventile. Pri vrtilni frekvenci motorja nad 3000 1/min tako slednji pojav

prevlada nad pozitivnim vplivom zaradi večjega razmerja med polnilnim in izpušnim

tlakom in privede do zmanjšanja indiciranega dela v fazi izmenjave delovnega medija.

Vpliv nasprotujočih si trendov na indicirano delo in posledično na specifično porabo

goriva je razviden iz slike 6.5.

7. Meritve v prehodnem režimu obratovanja

Cilj preizkusa je bil, preizkusiti ter ovrednotiti delovanje in odziv motorja v prehodnem

reţimu obratovanja. Na motor sta bila zaporedno nameščena dva različna izpušna

zbiralnika, serijski in prototipni. Izpušna cev serijskega zbiralnika je izvedena z

neposrednim vodnim hlajenjem, izpušna cev prototipnega zbiralnika pa je izvedena s

posrednim vodnim hlajenjem, saj se med izpušnimi plini in hladilnim medijem nahaja

zračna rega.

Na odziv motorja v prehodnem reţimu delovanja bi lahko bistveno vplivala različna termo-

dinamska stanja pred spremembo obremenitve, zato je bil za zagotovitev primerljivih

rezultatov med izpušnima zbiralnikoma določen postopek meritve, ki je zagotavljal

ekvivalentne obratovalne pogoje pred vsako spremembo obremenitve motorja.

V predhodni študiji [1] je bila narejena primerjava dveh različnih konstrukcij izpušnih

zbiralnikov. Z odebeljeno črto na sliki 7.1 so prikazane zmogljivosti motorja pri uporabi

izpušnega zbiralnika z nizko toplotno kapacitivnostjo, s tanko črto pa so prikazane

zmogljivosti pri uporabi izpušnega zbiralnika z visoko toplotno kapacitivnostjo.

36

Slika 7.1 Zmogljivosti motorja v prehodnem režimu obratovanja [1]

Termični odziv izpuha z nizko toplotno kapacitivnostjo je bistveno hitrejši, saj temperatura

izpušne cevi pri enakem toplotnem toku, ki teče skozi njo,naraste bistveno hitreje.

Zmanjšan toplotni tok skozi stene izpušne cevi, ki je posledica manjše temperaturne razlike

med izpušnimi plini in steno zbiralnika, tako vpliva na višjo temperaturo izpušnih plinov

pred turbino in posledično na porast tlaka v polnilnem zbiralniku.

Toplotni tok, ki se pri termičnem prehodu izpušnega zbiralnika z nizko toplotno

kapacitivnostjo prihrani, v nasprotju z zbiralnikom z visoko toplotno kapacitivnostjo [1], je

v primerjavi s toplotnim tokom, ki v hlajenem zbiralniku prehaja na hladilni medij,

relativno majhen. Iz tega sledi, da bi morala primerjalna meritev med neposredno hlajenim

in posredno hlajenim zbiralnikom dokazati razlike pri zmogljivostih motorja v prehodnem

reţimu delovanja.

7.1. Rezultati meritev v prehodnem režimu obratovanja

Na osnovi analiz zmogljivosti in predvidene uporabe motorja so bile vse primerjalne

meritve izvedene pri vrtilni frekvenci 2500 in 3000 1/min. Začetek prehodnega reţima je

bil izveden z 10Nm (v nadaljevanju 0%), 25% in 50% končne obremenitve. Količina

vbrizganega goriva pri končni obremenitvi je bila določena na podlagi meritev v

stacionarnih točkah [10]. Analizo vpliva načina hlajenja izpušnega zbiralnika na delovanje

motorja v prehodnem reţimu delovanja smo izvedli za primer brez omejevanja količine

vbrizganega goriva in za primera omejevanja količine vbrizganega goriva pri čemer je

najmanjša vrednost λ znašala 1.5 oziroma 1.8. Analiza širokega spektra najmanjših

vrednosti λ omogoča ovrednotenje vpliva načina hlajenja izpušnega zbiralnika na

delovanje različnih izvedenk motorjev v prehodnem načinu.

37

7.1.1. Rezultati meritev pri vrtilni frekvenci motorja 2500 1/min

V primeru, ko količina vbrizganega goriva ni bila omejena z ozirom na tlak v polnilnem

zbiralniku, se zaradi primanjkljaja zraka znatno poveča emisija, kar bistveno vpliva na

okoljsko sprejemljivost motorja. Vbrizgavanje goriva pod visokim tlakom skozi večje

število šob pripomore k homogenejši razporeditvi goriva v valju, kar zmanjša preseţek

zraka, ki ga je potrebno dovesti v valj za zagotovitev procesa popolnega zgorevanja in

ustreznih emisij. Najmanjša vrednost razmernika zraka pri sodobnih dizelskih motorjih

dosega v stacionarnih razmerah vrednost λ=1.3-1.4.

Slika 7.2 Zmogljivosti motorja z neposredno hlajenim zbiralnikom za različne vrednosti λ

pri skoku z 25% končne obremenitve

Slika 7.3 Zmogljivosti motorja s posredno hlajenim zbiralnikom za različne vrednosti λ pri

skoku z 25% končne obremenitve

38

Sliki 7.2 in 7.3 prikazujeta potek navora motorja z neposredno in posredno hlajenim

izpušnim zbiralnikom za primere brez in z omejevanjem količine goriva pri vrednostih

λ=1.5 in λ=1.8. Na sliki 7.2 je razvidno, da omejevanje količine goriva z ozirom na

polnilni tlak zmanjša moč motorja v celotni fazi prehodnega reţima, torej tudi po izzvenu

prehodnih pojavov, kar nakazuje tudi manjši navor v stacionarnem delovanju. Slednje

nakazuje, da je razmernik zraka motorja z neposredno hlajenim izpušnim zbiralnikom pri

2500 1/min pod 1.5. V nasprotju z motorjem z neposredno hlajenim izpušnim zbiralnikom

pa navor motorja s posredno hlajenim izpušnim zbiralnikom doseţe v stacionarnem stanju

enak navor brez omejevanja količine goriva in omejevanjem količine goriva na λ=1.5.

Slednje je posledica niţjih toplotnih izgub v izpušnem zbiralniku in posledično višjega

polnilnega tlaka, ki ob enakem razmerniku λ omogoča vbrizgavanje večje količine

goriva. Iz slike 7.3 pa je razvidno, da je navor motorja z omejevanjem količine goriva na

λ=1.5 niţji od navora motorja brez omejevanja količine goriva v prvi fazi prehodnega

reţima. Slednje je posledica termične inercije izpušnega zbiralnika. S segrevanjem

izpušnega zbiralnika se zmanjšuje toplotni tok na stene zbiralnika, kar vpliva na višjo

entalpijo izpušnih plinov pred turbino in posledično na višji polnilni tlak ter večji navor

motorja. Slednji pojav je bistveno manj izrazit pri motorju z neposredno hlajenim

zbiralnikom, saj je odvod toplote z zunanje stene izpušnega zbiralnika zelo intenziven tako,

da se povečanje obremenitve motorja odraţa na temperaturi notranje stene izpušnega

zbiralnika predvsem kot posledica večjega temperaturnega gradienta čez steno, ki je

posledica večjega toplotnega toka.

Slika 7.4 Zmogljivosti motorja z neposredno hlajenim zbiralnikom in različnih začetnih

obremenitvah motorja

39

Slika 7.5 Zmogljivosti motorja s posredno hlajenim zbiralnikom in različnih začetnih

obremenitvah motorja

Sliki 7.4 in 7.5 prikazujeta potek navora motorja v prehodnem reţimu delovanja za oba

zbiralnika pri različnih začetnih obremenitvah motorja. Iz poteka krivulj je razvidno, da

začetna obremenitev motorja z neposredno hlajenim izpuhom ne vpliva bistveno na potek

navora v prehodnem reţimu delovanja. Nasprotno pa je iz slike 7.5 razvidno, da začetna

obremenitev motorja z posredno hlajenim izpuhom vpliva na potek navora v prehodnem

reţimu delovanja. Slednje je v največji meri, enako kot na sliki 7.3, posledica termične

inercije izpušnega zbiralnika. Večja začetna obremenitev motorja ima za posledico višjo

temperaturo izpušnega zbiralnika na začetku prehodnega reţima delovanja, kar vpliva na

višjo entalpijo izpušnih plinov v prvi fazi prehodnega reţima.

Pri prehodnem reţimu obratovanja, ki se začne pri razbremenjenim motorju je pri

primerjavi slik 7.4 in 7.5 razvidna razlika, ki kaţe, da neposredno hlajeni izpuh pri koračni

spremembi obremenitve doseţe nekoliko višjo amplitudo navora na zavori kot posredno

hlajeni. Razlike v odzivu so v največji meri posledica krmiljenja zavore na vrtinčne

tokove, ki ni sposobna kompenzirati povečanja obremenitve motorja brez prenihaja v

vrtilni frekvenci zavore in posledično motorja.

40

Slika 7.6 Porast vrtilne frekvence pri meritvi z neposredno hlajenim zbiralnikom in hladno

zavoro, pri skoku z 0% končne obremenitve in λ=1.5

Zaradi večjega prenihaja vrtilne frekvence motorja s posredno hlajenim izpuhom, se

poveča masni tok zraka skozi motor. Višji prenihaj vrtilne frekvence motorja pa vpliva na

višji navor tlačno polnjenega motorja z omejevalcem dobave goriva zaradi sklopljenega

soslednja procesov. Višje vrtilne frekvence motorja vplivajo na večji masni tok skozi

motor in posledično na večjo entalpijo izpušnih plinov pred turbino. Slednja vpliva na večji

polnilni tlak, ki omogoči vbrizgavanje večje količine goriva, kar dodatno vpliva na višjo

entalpijo izpušnih plinov in omogoča hitrejši odziv motorja.

Slika 7.7 Porast temperature v izpušnih zbiralnikih pri skoku z 50% končne obremenitve in

λ=1.5

41

Slika 7.7 prikazuje potek temperature v fazi prehodne obremenitve. Iz nje je razvidno, da

je temperatura na vstopu v turbino pri posredno hlajenem zbiralniku ţe pred spremembo

obremenitve višja za 60°C, po koncu prehodne obremenitve pa za 85°C. Temperatura

plinov pred turbino je pri obeh primerih višja, kot na izstopu iz motorja saj termočleni

merijo povprečno temperaturo čez cikel. Termočlen, ki je postavljen v okno zbiralnika je v

enem motorskem ciklu izpostavljen enemu temperaturnemu vrhu, ki je posledica iztoka

izpušnih plinov skozi ustrezni ventil. Temperatura izpušnih plinov je ob koncu izpušnega

takta niţja. Posledično je termočlen izpostavljen tej niţji temperaturi izpušnih plinov v

celotni fazi zaprtja izpušnega ventila, kar vpliva na niţjo povprečno temperaturo čez cikel.

Nasprotno pa je termočlen na vstopu v turbino izpostavljen vsem štirim

visokotemperaturnim pulzom, ki so posledica iztoka iz vseh valjev, kar vpliva na višjo

povprečno temperaturo čez cikel. Slednji pojav v največji meri vpliva na višjo temperaturo

izpušnih plinov pred turbino. Manj izrazit pojav, ki prav tako pripomore k višji temperaturi

izpušnih plinov pred turbino pa je pretvorba kinetične energije v toploto, saj se visoka

kinetična energija izpušnih plinov v posameznih izpušnih kanalih ireverzibilno pretvarja v

toploto v skupni cevi natoka na turbino.

Iz slike 7.7 je tudi vidno, da temperature plinov v izpušnih oknih in pred turbino obeh

zbiralnikov ne naraščajo po sorodnih značilnicah. Različne termične inercije in proces

hlajenja izpušne cevi zbiralnika vplivata na porast temperature stene izpušne cevi.

Neposredno hlajeni zbiralnik je izdelan iz litega aluminija cp alu= 0,91kJ/kgK in je

debelostenske izvedbe, posredno hlajeni pa je narejen iz nerjavnega jekla ANSI 316L z

nizko vsebnostjo ogljika in specifično toploto 0,5kJ/kgK. Zaradi njegove tankostenske

izvedbe je termična inercija notranje cevi posredno hlajenega zbiralnika bistveno manjša,

kar pomeni, da je pojav termalnega prehoda bistveno krajši in količina odvedene toplote

izpušnih plinov za segrevanje izpušne cevi manjša v primerjavi z neposredno hlajenim

zbiralnikom. V neposredni primerjavi temperatur pred turbino po peti sekundi prehodne

obremenitve je iz slike 7.7 vidno,da je prehod toplote skozi steno notranje cevi neposredno

hlajenega zbiralnika bistveno intenzivnejši, kot pri posredno hlajenem, v katerem

temperature izpušnih plinov pred turbino naraščajo bistveno hitreje zaradi niţjega

koeficienta toplotne prestopnosti zraka v primerjavi z vodo. Z ohranitvijo višje temperature

izpušnih plinov se ohrani tudi višja količina razpoloţljive entalpije, ki se v turbini pretvori

iz entalpijskega padca v polnilni tlak na izstopu iz kompresorja.

Posledica višje temperature izpušnih plinov na izstopu iz posredno hlajenega zbiralnika je

višji polnilni tlak pred pričetkom spremembe obremenitve motorja. V trenutku koračne

spremembe poloţaja letve goriva, se v valj vbrizga količina goriva, ki je odvisna od tlaka v

polnilnem zbiralniku. Ker je tlak v posredno hlajenem zbiralniku nekoliko višji, se vbrizga

sorazmerno večja količina goriva, zaradi katere temperature v izpušnih oknih in pred

turbino hitreje naraščajo. Iz slike 7.8 vidimo, da je hitrost naraščanja absolutnega tlaka v

polnilnem zbiralniku motorja z posredno hlajenim izpušnim zbiralnikom ţe v prvi sekundi

nekoliko višja, kot pri motorju z nameščenim neposredno hlajenim zbiralnikom.

Sorazmerno se z naraščanjem temperatur izpušnih plinov dviguje tudi polnilni tlak, ki po

peti sekundi prehodne obremenitve omogoča vedno večjo količino vbrizganega goriva v

valj tlačno polnjenega dizelskega motorja. Z večjo količino vbrizganega goriva, se tekom

prehodne obremenitve povečuje tudi razpoloţljiv navor na gredi motorja.

42

Slika 7.8 Porast absolutnega tlaka v polnilnem zbiralniku pri skoku z 50% končne

obremenitve in λ=1.5

Iz spodnje slike 7.9 vidimo, da je zmogljivost motorja s posredno hlajenim zbiralnikom

skozi celoten časovni interval prehodne obremenitve višja, kot z neposredno hlajenim. Pri

času ene sekunde se navor na gredi motorja razlikuje za 6.5 Nm, pri času petih sekund za

8.8 Nm in po doseţeni končni obremenitvi motor s posredno hlajenim zbiralnikom dosega

kar za 13,3 Nm večji navor .

Slika 7.9 Potek navora pri skoku z 50% končne obremenitve in λ=1.5

43

7.1.2. Rezultati meritev pri vrtilni frekvenci motorja 3000 1/min

Iz slike 7.10 je razvidno, da je tudi pri višjih vrtilnih frekvencah motorja temperatura

izpušnih plinov višja pri motorju s posredno hlajenim zbiralnikom. V primerjavi s sliko 7.7

so zaradi večje količine vbrizganega goriva višje tudi temperature v stacionarnem stanju

pred pričetkom koračne spremembe. Temperaturi plinov v oknu neposredno hlajenega

zbiralnika in plinov na vstopu v turbino, se v začetni fazi prehodne obremenitve le rahlo

razlikujeta, kar je posledica intenzivnega prehoda toplote s strani izpušnih plinov na

hladilno vodo.

Slika 7.10 Porast temperature na izpušnih zbiralnikih pri skoku z 50% končne obremenitve

in λ=1,5

Slika 7.11 Porast absolutnega tlaka v polnilnem zbiralniku pri skoku z 50% končne

obremenitve in λ=1.5

44

V skladu z večjo količino vbrizganega goriva v valje motorja in večjim masnim tokom

delovnega medija zaradi višje vrtilne frekvence motorja narašča tudi absolutni polnilni tlak

zaradi večjega entalpijkega padca na turbini. Na sliki 7.11 se torej zaradi manjšega

prestopa toplote hitreje povečuje polnilni tlak motorja s posredno hlajenim zbiralnikom,

podobno kot na sliki 7.8 pri niţji vrtilni frekvenci motorja.

Na sliki 7.12 je prikazan poloţaj letve goriva z ozirom na polnilni tlak v polnilnem

zbiralniku. Zaradi zagotovitve enake temperature hladilne vode, ki je odraz temperaturnega

stanja v motorju je bila količina vbrizganega goriva v primeru posredno hlajenega izpuha

pred izvedbo koračne spremembe nekoliko večja.

Slika 7.12 Poloţaj letve goriva pri skoku z 50% končne obremenitve in λ=1,5

Razvidno je, da višji polnilni tlak v stacionarni točki obratovanja motorja omogoča

vbrizgavanje večje količine goriva ţe v prvem trenutku po koračni spremembi

obremenitve. Zaradi nenadnega povišanja vrtljajev, se pri obeh izvedbah zbiralnikov

poveča masni tok delovnega medija skozi motor, kar ima za posledico skok polnilnega

tlaka in količine vbrizganega goriva. V nadaljnjem poteku prehodne obremenitve je iz slike

7.12 razvidno, da je količina vbrizganega goriva pri posredno hlajenem zbiralniku zaradi

višjega začetnega polnilnega tlaka in hitrega odziva turbo polnilnika, omejena le kratek

čas. Nasprotno pa neposredno hlajen zbiralniku tudi po izzvenu prehodne obremenitve ne

razvije dovolj visokega polnilnega tlaka, da bi lahko zagotovil neomejen dotok količine

goriva. Količina vbrizganega goriva v valje tlačno polnjenega dizelskega motorja posredno

ponazarja tudi količino razpoloţljivega navora na gredi motorja, kot je razvidno iz sledeče

slike.

45

Slika 7.13 Potek navora pri skoku z 50% končne obremenitve in λ=1,5

Zaradi večje količine vbrizganega goriva v prvem trenutku po koračni spremembi se

poveča tudi hitrost odziva motorja, kar je dobro vidno do druge sekunde prehodne

obremenitve. V primerjavi s sliko 7.9, katera prikazuje potek navora pri vrtilni frekvenci

motorja 2500 1/min, se pri vrtilni frekvenci motorja 3000 1/min v času med drugo in četrto

sekundo prehodnega pojava na gred motorja z nameščeni neposredno hlajenim zbiralnikom

odda več navora.

Slika 7.14 Porast vrtilne frekvence pri skoku z 50% končne obremenitve in λ=1.5

46

Slednje je posledica tlačnih izgub v motorju, katerih vpliv postaja s povečanjem vrtilne

frekvence motorja (Slika7.14) in naraščanjem masnega toka delovnega medija vse bolj

prevladujoč. Slednje nakazuje na to, da se pozitivni učinek na račun višjega tlačnega

razmerja med tlakom v polnilnem in izpušnem zbiralniku pri višjih vrtilnih frekvencah

zmanjšuje z naraščajočimi tlačnimi izgubami, ki se povečujejo z masnim tokom delovnega

medija.

Z višanjem obremenitve in vrtilne frekvence motorja se na podlagi višje temperature

zgorevanja in povečanega masnega toka delovnega medija povečuje entalpija izpušnih

plinov. Konstrukcija posredno hlajenega izpušnega zbiralnika zagotavlja manjši prenos

toplote na hladilni medij zaradi česar se poveča polnilni tlak v stacionarni točki

obratovanja.

Višji polnilni tlak, ki ga razvije posredno hlajeni izpušni zbiralnik ţe v prvem trenutku

spremembe obremenitve omogoča vbrizgavanje večje količine goriva, zaradi katere motor

razvije večji navor, ki se v danem primeru porabi za povečanje vrtilne frekvence motorja.

Z naraščajočo vrtilno frekvenco in povečanim masnim tokom delovnega medija se v

motorju pojavijo tudi večje tlačne izgube, zaradi katerih se v naslednji fazi prehodnega

pojava zmanjša navor na gredi motorja. V zadnji fazi prehodnega pojava zavora zniţa

vrtilno frekvenco motorja na ţeleno vrednost s čimer se zmanjša masni tok delovnega

medija skozi motor in izpušni trakt. V primeru neposredno hlajenega zbiralnika se tako na

račun zmanjšanega masnega toka zniţa tudi polnilni tlak, količina vbrizganega goriva in

razpoloţljiv navor na gredi. V primeru posredno hlajenega zbiralnika, pa se z zmanjšanjem

masnega toka delovnega medija zmanjšajo tudi tlačne izgube. Seštevek vplivov

zmanjšanja tlačnih izgub, zmanjšanja masnega toka delovnega medija in višje temperature

izpušnih plinov napram neposredno hlajenim zbiralniku, je v danem primeru (Slika 7.13)

konstanten polnilni tlak, pri katerem se v valje motorja vbrizga neomejena količina goriva.

47

8. Zaključek

V okviru diplomske naloge je bil pripravljen in izveden preizkus dinamičnega odziva

tlačno polnjenega dizelskega motorja. V ta namen je bila izdelana primerna merilna in

krmilna veriga, s katero so bile pokazane prednosti v delovanju motorja z nameščenim

posredno hlajenim izpušnim zbiralnikom naparam neposredno hlajenim izpušnim

zbiralnikom v serijski proizvodnji.

V fazi priprave preizkusa je bil pripravljen učinkovit algoritem za omejevanje dobave

količine goriva. Prav tako je bila pripravljena tudi krmilna zanka za krmiljenje letve

goriva, ki je lahko napram serijski omogočala koračno spremembo poloţaja. Krmiljenje

zanke, je zahtevno saj na odziv krmilnika vplivajo številni vplivi. Eden izmed najbolj

bistvenih so bile torne razmere v letvi za dobavo goriva. Ugotovljeno je bilo, da je za

pomik letve pri stacionarni obremenitvi potrebna bistveno večja sila, v primeru ko letev

miruje, napram enaki delovni točki motorja v kateri letev rahlo niha okoli ţelene vrednosti.

Sila lepenja je v primerjavi z silo trenja, ko se letev giblje bistveno višja, zaradi česar so

potrebni bistveno višje konstante ojačenja krmilnika. Višje konstante ojačenja pomenijo

bolj nemiren odziv krmilnika, kar v fazi prehodne obremenitve ni zaţeleno. Drugi vpliv, ki

je bistveno vplival na izbiro konstante ojačenja je bila sposobnost sledenja kmilnika

algoritmu za omejevanje goriva. Ţeleli smo, da se krmilnik pri koračni spremembi

obremenitve odzove čim hitreje, na kar v krmilno zanko poseţe algoritmu za omejevanje

goriva, ki prikroji poloţaj letve goriva z ozirom na polnilni tlak v polnilnem zbiralniku. Od

krmilnika smo torej pričakovali hiter odziv na veliko začetno spremembo in dobro sledenje

majhnim spremembam v fazi omejevanja dobave goriva. Za učinkovito sledenje majhnim

spremembam goriva, ki so posledica počasnega porasta tlaka v polnilnem zbiralniku se je

najbolj primerno izkazal krmilnik z niţjimi konstantami ojačenja. Smiselno bi torej bilo za

pridobitev ustreznejših rezultatov krmiliti skok letve za gorivo in omejevanje dobave

goriva z naborom dveh oziroma treh PID krmilnikov.

Z uporabo dinamične zavore, bi se izognili porastu vrtilne frekvence motorja, ki vpliva na

povečanje masnega toka delovnega medija. Povečan masni tok izpušnih plinov na turbini

pomeni višjo entalpijo, zaradi katere se na izstopu iz kompresorja pojavi višji polnilni tlak.

Višji polnilni tlak pomeni večjo količino vbrizganega goriva, katera je bila na meritvah

opaţena kot amplitudni skok navora motorja.

Kljub temu, da je po opravljenih meritvah ostal še prostor za izboljšave, je analiza

dobljenih podatkov pokazala izboljšanje dinamičnega odziva tlačno polnjenega motorja s

posredno hlajenim izpušnim zbiralnikom.

Večja, ko je začetna obremenitev motorja, večje so temperaturne razlike na vstopu

izpušnih plinov v turbino. Z višjo vstopno temperaturo izpušnih plinov v turbino je večji

tudi entalpijski padec, ki se v turbo polnilniku pretvori v polnilni tlak. Pred pričetkom

prehodne obremenitve je torej razmernik zraka pri uporabi posredno hlajenega izpušnega

zbiralnikom zbiralnika večji, zaradi česar se ţe v prvem trenutku spremembe obremenitve

vbrizga večja količina goriva v valje motorja. Količina sproščene termične energije je z

povečanim dotokom delovne snovi večja, zaradi česar ponovno nekoliko naraste

temperatura izpušnih plinov. Posledica tega je hitrejši porast polnilnega tlaka in

vbrizganega goriva ter posledično navora motorja. Merite so pokazale, da se razlike v

48

zmogljivostih motorja med prvo in trideseto sekundo prehodne obremenitve gibljejo med

3.7% in 6.9% v prid prototipnega posredno hlajenega izpušnega zbiralnika.

49

9. Literatura

[1] Galindo J.,Lujan J.M.,Serrano J.R.,Dolz V.,Guilain S.: Design of an exhaust manifold

to improve transient performance of a high-speed turbo charged diesel engine, Science

direct, 2003

[2] Garret, 2004, slika , (citirano 15.11.2009)

Dostopno na naslovu: www.howstuffworks.com

[3] Watson N., Janota J.S.: Turbo charging the internal combustion engine, Higher and

further education division, MacMillan publishers LTD, 1982 London

[4] Heywood J.B.: Internal combustion engines fundamentals, McGraw-Hill Book Co.

1989 Singapur

[5] Volvo car corporation, 2003, slika, (citirano 18.11.2009)

Dostopno na naslovu: http://shrani.si/files/002scaled610hsg.jpg

[6] Audi, 2000, servisni priročnik, (citirano 23.11.2009)

Dostopno na naslovu: http://www.ibiblio.org/tkan/audi/2.7Biturbo-SelfStudy.pdf

[7] Cesar Harada, 2009, slika, (citirano 25.11.2009)

Dostopno na naslovu:

http://opensailing.blogspot.com/2009/11/solenoid-type-electric-generator.html

[8] Steve Benković, 2007, slika (citirano 25.11.2009)

Dostopno na naslovu:

www.micromouseinfo.com/introduction/images/intro_hardware/PWMod.gif

[9] Liptak B. :Instrument Engineers' Handbook: Process Control, Chilton Book Company,

Radnor, Pennsylvania 1995

[10] Vilanova X.E.: Influence of the exhaust manifold cooling on performance and

emission of a turbocharged marine diesel engine, 2007 Ljubljana

IZJAVA:

Podpisani Jure Prelesnik, roj. 26.6.1985 sem diplomsko delo samostojno izdelal pod

vodstvom mentorja doc.dr. Katrašnik Tomaţa, univ.dipl.inţ.

Jure Prelesnik

_________________

Dne, ____________