Tez Arşivi

Hakkımızda

Tez aramanızı kolaylaştıracak arama motoru. Yazar, danışman, başlık ve özete göre tezleri arayabilirsiniz.


İstanbul Teknik Üniversitesi / Fen Bilimleri Enstitüsü / Makine Mühendisliği Anabilim Dalı / Isı-Akışkan Bilim Dalı

Kompresör çark tasarımına etki eden parametrelerin incelenmesi

Investigation of compressor impeller design parameters

Teze Git (tez.yok.gov.tr)

Bu tezin tam metni bu sitede bulunmamaktadır. Teze erişmek için tıklayın. Eğer tez bulunamazsa, YÖK Tez Merkezi tarama bölümünde 637410 tez numarasıyla arayabilirsiniz.

Özet:

Yaklaşık yüz elli yıl önce hayatımıza girdiğinde gücü 4,5 kW ile sınırlı olan içten yanmalı motorlar, günümüzde 1000 kW değerlerine ulaşabilmektedir. Yeni gelişmeler sayesinde içten yanmalı motorlar oldukça olgun bir teknoloji haline gelmiştir. 2000 yılında dünya genelinde yaklaşık 58,5 milyon olan yıllık araç üretimi, 2019 yılında 91,7 milyona yükselmiştir. 2019 yılı itibariyle Avrupa'da kullanımda olan araç sayısı ise yaklaşık 386 milyondur. Önceleri motordan alınan güç daha ön plandayken, üretimdeki bu hızlı artış ve petrol rezervlerinin sınırlı olması motor verimi, yakıt tüketimi ve emisyon gibi kavramları da önemli kılmıştır. Özellikle emisyonun azaltılması konusunda son otuz yılda ciddi adımlar atılmıştır. Dizel motorlar için 2014 yılında yürürlüğe giren Euro 6 emisyon standardındaki partikül madde (PM) limiti, 1992 yılında yürürlüğe giren Euro 1 emisyon standardındaki limitin %4'ü kadardır. Benzer şekilde Euro 6'daki karbonmonoksit (CO) limiti, Euro 1'deki limitin %18'i kadardır. Ayrıca Euro 1'de herhangi bir limit belirlenmeyen azot oksit (NOx) ve hidrokarbonlara (HC) Euro 3 ile bir kısıtlama getirilmiştir. Motor verimini arttırmak ve yakıt tüketimini azaltmak için yeni yanma odası ve piston tasarımları, basınçlı ortak yakıt hattı (common rail) ve değişken zamanlı valf gibi teknolojiler geliştirilmiştir. Katalitik konverter, partikül tutucu filtre, egzoz gazı resirkülasyonu (EGR) ve seçici katalitik indirgeme (SCR) gibi sistemler ise egzoz emisyonunun iyileşmesine katkıda bulunmuştur. Bunların yanında turboşarj (aşırı doldurma) sistemi de egzoz emisyonunu azaltma konusunda oldukça önemli bir sistemdir. Turboşarj sadece egzoz emisyonlarının azaltılmasında değil, yakıt tüketiminin azaltılması ve motor veriminin arttırılmasında da oldukça katkı sağlayan bir sistemdir. Günümüzde belirli emisyon standartlarını sağlayan içten yanmalı motorlarda, verimli bir turboşarj sistemi kritik bir öneme sahiptir. Turboşarj sistemi ortak bir şafta bağlanan bir kompresör ve bir türbinden oluşmaktadır. Yanma sonucu oluşan egzoz gazlarının sahip olduğu termal enerji, türbin sayesinde mekanik enerjiye çevrilir. Egzoz gazları türbin içerisindeki çarkı çevirerek tork yaratır. Türbin çarkının dönme hareketi, ortak şaft sayesinde kompresör çarkına iletilir. Kompresör çarkı ise girişteki taze havayı sıkıştırarak basınçlandırır. Kompresör çıkışındaki havanın sıcaklığı oldukça yüksek olduğundan, genellikle kompresör ve yanma odası arasında bir ısı değiştirici sistem bulunur. Hava bu ara soğutucuda soğutulduktan sonra yanma odasına gönderilir. Silindir içindeki yanma sonucu oluşan egzoz gazları tekrar türbine iletilir ve çevrim tamamlanmış olur. Atmosferik motorlarla karşılaştırıldığında turboşarjlı motorlarda silindir içine gönderilen hava daha basınçlı ve miktar olarak daha fazla olduğu için yanma daha verimlidir. Bununla birlikte turboşarj sistemine sahip motorlarda aynı güç daha küçük hacimli silindirlerle sağlanabilir. Bu da motor hacminden ve ağırlığından tasarruf edilmesini sağlar. Turboşarj sisteminin iki ana elemanı olan türbin ve kompresörün birçok farklı çeşidi bulunmaktadır. Günümüzdeki turboşarj sistemlerinde santrifüj kompresör ve radyal türbin tercih edilmektedir. Hem türbin hem de kompresörün temel elemanları çark, difüzör ve salyangozdur. Teknolojiyle birlikte değişen ihtiyaçlar bu elemanlara ek olarak başka sistemlerin de tasarlanmasını gerektirmiştir. Bunlardan bazıları değişken geometrili turbo (VGT), yönlendirici kanatlar (IGV), ported shroud, çift girişli türbin (Twin scroll turbine) ve çift girişli kompresör sistemleridir. Değişken geometrili turbo (VGT) sistemi, türbinin çarkı ve salyangozu arasına yerleştirilen kanatlardan oluşmaktadır. Değişken geometriye sahip bu kanatlar, egzoz gazı akışı azaldığında birbirine yaklaştırılarak akışın geçtiği alan küçültülür. Akış daha küçük bir alandan geçerken hızlandığı için düşük debilerde dahi türbin döndürülmüş olur. Çift girişli türbin (Twin scroll turbine) sistemi de değişken geometrili turbo ile benzer mantıkla çalışmaktadır. Çift salyangoza sahip bu sistemin salyangozlarının kesit alanları aynı olabileceği gibi, biri diğerinden daha küçük de olabilmektedir. Salyangozların bağlı olduğu egzoz manifoldlarının hangi silindirlerden hava alacağı ateşleme sırası göz önünde bulundurularak belirlenir. Böylelikle ateşleme sırasından kaynaklanan egzoz gazlarının birbirini engelleyerek ters basınç (backpressure) oluşturması önlenir. Kompresör girişine akışı yönlendirmek ve kompresör verimini arttırmak amacıyla sabit yönlendirici kanatlar konulur. Ported shroud sistemi ise kompresörün düşük devir sayılarındaki dalgalanma sınırını iyileştirmek amacıyla tasarlanmıştır. Bu tez çalışmasında 12,8 litre dizel bir motorun kompresörü inclenmiştir. Tedarikçi tarafından sağlanan kompresör performans haritasında verimlerin düşük olduğu görülmüştür. Kompresörün en önemli elemanı olan çark üzerinde tasarımsal değişikliklere gidilerek kompresör veriminin arttırılması hedeflenmiştir. Çalışmanın ilk adımı tedarikçi tarafından sağlanan kompresör geometrisini analiz etmektir. Analizleri gerçekleştirmek için öncelikle performans haritasından üç farklı çalışma noktası belirlenmiştir. Mevcut kompresörün, belirlenen bu üç farklı noktada nümerik analizleri gerçekleştirilmiştir. Analiz sonuçları tedarikçi tarafından sağlanan test datasıyla karşılaştırılmış ve analiz-deney arasındaki hata oranlarının oldukça düşük olduğu görülmüştür. Üç boyutlu HAD analizlerinde Ansys, CFX programı kullanılmıştır. Tedarikçi tarafından sağlanan kompresör geometrisinin nümerik analizlerle doğrulaması gerçekleştirildikten sonra çalışmanın ikinci kısmı olarak çark üzerinde incelemelere başlanmıştır. Kompresör performansını arttırma ve verim iyileştirme üzerine yapılan literatür çalışmaları incelenmiştir. Yapılan literatür araştırmasında dört farklı çark parametresinin kompresör verimi üzerinde etkili olduğu görülmüştür. Bu dört parametreye verim üzerinde etkili olabileceği düşünülen bir parametre daha eklenmiştir. Bu çalışmada incelenen beş adet kompresör çark tasarım parametresi 'kanat sayısı, kanat giriş açısı, kanat çıkış açısı, kanat ucu eğim açısı' ve 'ara kanat uzunluğu' olarak ifade edilebilir. Kompresör çark tasarım parametrelerinin mevcut kompresörün verimi üzerindeki bireysel etkisini incelemek adına, her bir parametre belirli bir oranda değiştirilerek toplamda yirmi yedi farklı durum oluşturulmuştur. Oluşturulan her durum için nümerik analiz gerçekleştirilmiş ve parametrelerin verim üzerindeki etkileri incelenmiştir. Kanat sayısı için beş-beş (tam kanat-ara kanat), altı-altı (mevcut kompresör çarkı), yedi-yedi ve sekiz-sekiz olmak üzere dört farklı durum oluşturulmuştur. Kanat giriş açısı 'kanat ucu' ve 'kanat dibi' olarak ikiye ayrılmış ve her biri ±%20 bandında incelenmiştir. Kanat giriş açısı için toplamda on durum oluşturulmuştur. Kanat çıkış açısı için dört farklı durum çıkarılmış ve ±%9 aralığında incelenmiştir. Kanat ucu eğim açısında beş durum vardır ve 0° ila 25° arasında incelenmiştir. Ara kanat uzunluğu ise tam kanat uzunluğuna oranı 0.65-0.75 arasında olacak şekilde dört durumda incelenmiştir. Belirlenen çark tasarım parametrelerinin verim üzerindeki bireysel etkileri dikkate alınarak yeni bir çark tasarımı oluşturulmuştur. Kanat sayısının artırılması kompresör verimini arttırsa da çark ağırlığını arttıracak ve yataklama sisteminde güncellemeye gidilmesine neden olabilecektir. Bu sebeple yeni çark tasarımındaki kanat sayısı mevcut çark tasarımındaki ile aynı tutulmuştur. Kanat çıkış açısındaki artış, kompresörün basınç oranını verime oranla daha çok arttırmıştır. Basınç oranı sabit tutulmak istendiği için mevcut çarkın kanat çıkış açısı 1° arttırılmıştır. Kanat dibi giriş açısının artışının verim üzerindeki etkisi doğru orantılı, kanat ucu giriş açısının artışınınki ise ters orantılıdır. Yeni çarkın mevcut çarka göre kanat dibi giriş açısı 5° fazla, kanat ucu giriş açısı ise 2,5° daha azdır. Kompresör verimi belirli bir kanat ucu eğim açısına kadar artmakta, sonrasında ise azalmaktadır. Yeni çark tasarımında kanat ucu eğim açısı 10° arttırılarak maksimum verimi veren değere getirilmiştir. Ara kanat uzunluğu ise mevcut çark ile aynı tutulmuştur. Yeni çark tasarımı ile kompresörün nümerik analizleri, belirlenen üç farklı çalışma noktasında tekrarlanmıştır. Mevcut çark tasarımı ve yeni çark tasarımı ile gerçekleştirilen analizlerin sonuçları kompresör verimi, basınç oranı, kompresör çıkışındaki hava sıcaklığı, kütlesel hava debisi, çıkıştaki toplam basınç ve kompresör gücü bakımından karşılaştırılmıştır. Birinci çalışma noktasında kütlesel debi değişimi %0,1'in altındadır. Basınç oranı ve kompresör çıkışındaki toplam basınçta ise %1,5 oranında bir artış olmuştur. Kompresör çıkışındaki havanın sıcaklığı bu noktada Kelvin cinsinden %0,55 oranında azalmıştır. Kompresör gücünde ise %0,4'lük bir düşüş meydana gelmiştir. Kompresörün izantropik verimi ise %2,3 oranında artış göstermiştir. İkinci çalışma noktasında basınç oranı, çıkış toplam basıncı ve kütlesel debi değişimi %0,1 civarındadır. Kompresörün gücü %0,45 oranında azalırken kompresör çıkışındaki hava sıcaklığı %0,95 oranında azalmıştır. Kompresörün izantropik verimi ise %1,7 artmıştır. Üçüncü çalışma noktasında kompresörün basınç oranı ve kütlesel debisinde %0,1'lik bir artış olmuştur. Çıkıştaki toplam basınç ise %1,1 oranında azalmıştır. Kompresör çıkışındaki hava sıcaklığı %1,1 azalmıştır. Kompresörün gücü ise %0,5 civarında azalmıştır. Kompresörün izantropik verimi ise %2,5 oranında artış göstermiştir. Kompresör verimindeki en büyük artış %2,5 ile üçüncü çalışma noktasında gerçekleşmiştir.

Summary:

Internal combustion engines, whose power was limited to 4.5 kW when it entered our lives about a hundred and fifty years ago, can reach 1000 kW today. Thanks to new developments, internal combustion engines have become a very mature technology. Annual vehicle production, which was approximately 58.5 million worldwide in 2000, increased to 91.7 million in 2019. As of 2019, the number of vehicles in use in Europe is approximately 386 million. Whilom power taken from the engine was in the foreground, this rapid increase in production and limited petroleum reserves made concepts such as engine efficiency, fuel consumption and emission important. Serious steps have been taken in the past three decades, in particular on emission reduction. The particulate matter (PM) limit in the Euro 6 emission standard for diesel engines that entered into force in 2014 is 4% of the limit in the Euro 1 emission standard that came into force in 1992. Similarly, the carbon monoxide (CO) limit in Euro 6 is 18% of the limit in Euro 1. In addition, there was no limit for nitrogen oxide (NOx) and hydrocarbons (HC) in Euro 1. With Euro 3, a restriction was imposed on them. Technologies such as new combustion chamber and piston designs, common rail system and variable valve timing have been developed to increase engine efficiency and reduce fuel consumption. Systems such as catalytic converter, particle trap filter, exhaust gas recirculation (EGR) and selective catalytic reduction (SCR) contributed to the improvement of exhaust emission. In addition, the turbocharger is also an important system for reducing exhaust emissions. Turbocharging is a system that contributes not only to reducing exhaust emissions, but also to reduce fuel consumption and increase engine efficiency. Today, an efficient turbocharger system is of critical importance in internal combustion engines meeting certain emission standards. The turbocharger system consists of a compressor and a turbine connected to a common shaft. The thermal energy of combustion gases is converted into mechanical energy through turbine. Exhaust gases create torque by turning the wheel inside the turbine. The rotational movement of the turbine wheel is transmitted to the compressor wheel by the common shaft. The compressor wheel pressures the fresh air at the inlet and pressurizes it. Since the temperature of the air at the compressor outlet is quite high, there is usually a heat exchanger system between the compressor and the combustion chamber. Air is sent to the combustion chamber after cooling in this intercooler. The exhaust gases resulting from combustion in the cylinder are transmitted back to the turbine and the cycle is completed. Combustion is more efficient in turbocharged engines when compared to atmospheric engines, since the air sent into the cylinder is more pressurized and more in quantity. Besides, in turbocharged engines, the same power can be provided with smaller cylinder volume. This saves engine volume and weight. The turbine and compressor, which are the two main elements of the turbocharger system, have many different types. In today's turbocharger systems, centrifugal compressors and radial turbines are preferred. The main elements of both the turbine and compressor are impeller, diffuser and volute. Changing needs with technology have required the design of other systems in addition to these elements. Some of these are variable geometry turbo (VGT), inlet guiding vanes (IGV), ported shroud, twin scroll turbine and double inlet compressor systems. The variable geometry turbo (VGT) system consists of blades placed between the turbine's wheel and the volute. These blades with variable geometry are brought closer to each other when the exhaust gas flow decreases and the area where the flow passes is reduced. As the flow accelerates when passing through a smaller area, the turbine is rotated even at low flow rates. The twin scroll turbine system operates with a similar logic as the variable geometry turbo. The cross section areas of the scrolls of this system with double volute may be the same or one may be smaller than the other. There are minimum two different exhaust manifolds which are connected with twin scrolls. Determination of the which cylinder is going to be connected with which exhaust manifolds is depend on the firing order. Thus, it is prevented that the blocking exhaust gases to each other and back pressure which is originating from ignition sequence. Fixed inlet guiding vanes are placed at the compressor inlet in order to direct the flow and increase the compressor efficiency. The ported shroud system is designed to improve the surge limit of the compressor at low speeds. In this thesis, the compressor of a 12.8-liter diesel engine was examined. Efficiencies were found to be low on the compressor performance map provided by the supplier. It was aimed to increase the compressor efficiency by making design changes on the impeller, which is the most important element of the compressor. The first step of the study was to analyze the compressor geometry provided by the supplier. In order to perform the analyzes, three different operating points have been determined from the performance map. Numerical analysis of the existing compressor was performed at these three different points. The results of the analysis were compared with the test data provided by the supplier and it was seen that the error rates between the analysis and the experiment were quite low. Ansys, CFX was used in three-dimensional CFD analysis. After the validation of the compressor geometry, provided by the supplier, with numerical analysis, the second part of the study was started to examination on the impeller. Literature studies on increasing compressor performance and improving efficiency were examined. In the literature research, it was seen that four different impeller parameters have an effect on compressor efficiency. A parameter that is thought to have an impact on efficiency has been added to these four parameters. The five compressor impeller design parameters which were examined in this study can be expressed as "blade number, blade inlet angle, blade outlet angle, blade rake angle" and "splitter blade length". In order to examine the individual impact of the compressor impeller design parameters on the efficiency of the current compressor, a total of twenty-seven different cases were created by changing each parameter at a certain rate. Numerical analysis was carried out for each case and the effects of parameters on efficiency were examined. Four different states have been created for the number of blades: five-five (full blade-splitter blade), six-six (current compressor wheel), seven-seven and eight-eight. The blade inlet angle was divided into 'blade tip section' and 'blade hub section' and each was examined in the ± 20% bandwidth. A total of ten cases were created for the blade inlet angles. Four different states were presented for the blade outlet angle and it was examined within the range of ± 9%. There were five cases for the blade rake angle, and; they were studied from 0° to 25°. The splitter blade length was examined in four cases with the ratio to the full blade length between 0.65-0.75. Considering the individual effects of the specified impeller design parameters on the compressor efficiency, a new impeller design has been created. Although increasing the number of blade increases the compressor efficiency, it will increase the weight of the impeller and require an update to the bearing system. For this reason, the number of blade in the new impeller design has been kept the same as in the current impeller design. The increase in the blade outlet angle increased the pressure ratio of the compressor more than the efficiency. Since the pressure ratio was desired to be kept constant, the blade outlet angle of the current impeller has been increased by 1°. The effect of the increase in the blade hub section inlet angle on the efficiency was directly proportional, and that of the increase in the blade tip section inlet angle was inversely proportional. Compared to the current impeller, the new impeller blade hub section inlet angle is 5° higher and blade tip section inlet angle is 2.5° less. Compressor efficiency increased up to a certain blade rake angle and then decreased. In the new impeller design, the blade rake angle has been increased by 10° to the value that gives maximum efficiency. The splitter blade length was kept the same as the current impeller. With the new impeller design, the numerical analysis of the compressor was repeated at three different operating points. The results of the analyzes performed with the current impeller design and the new impeller design were compared in terms of compressor efficiency, pressure ratio, air temperature at the compressor outlet, mass air flow, total pressure at the outlet and compressor power. At the first operating point, the mass flow change is below 0.1%. There was an increase of 1.5% in the pressure ratio and the total pressure at the compressor outlet. At this point, air temperature at the compressor outlet decreased by 0.55% in Kelvin. Compressor power decreased by 0.4%. The isentropic efficiency of the compressor increased by 2.3%. At the second operating point the changes of pressure ratio, outlet total pressure and mass flow are around 0.1%. The power of the compressor decreased by 0.45% while the air temperature at the compressor outlet decreased by 0.95%. The isentropic efficiency of the compressor increased by 1.7%. At the third operating point, there was an increase of 0.1% in the pressure ratio and mass flow of the compressor. The total pressure at the outlet decreased by 1.1%. Air temperature at the compressor outlet decreased by 1.1%. The compressor power decreased by around 0.5%. The isentropic efficiency of the compressor increased by 2.5%. The biggest increase in compressor efficiency was at the third operating point with 2.5%.