- ข้อความ
- ประวัติศาสตร์
2. Turbocharger test rig setupTurbo
2. Turbocharger test rig setup
Turbocharger maps are usually acquired on hot test benches [13], or cold test benches [7] and [8]. In the former case, the heat flux between the hot turbine and the cold compressor causes overestimation of the calculated compressor power and underestimation of isentropic efficiency. This error, due to the assumption of adiabatic behavior of the compressor, becomes even greater at low turbocharger speeds, as stated before [7], [8] and [13].
As there is no standard that provides detailed descriptions of the correct measurement and calculation method to obtain turbocharger maps, experiments were conducted in the LGP2ES laboratory at Cnam Paris on a standard cold turbocharger test rig fitted with a torquemeter specially designed for such applications. Torque was measured from shaft twist, which was deduced from the phase difference between two toothed wheels located at either end of the shaft [14]. The same device gives the rotational speed and hence the power. The main characteristics of the torquemeter are as follows:
-
Maximum speed: 120,000 rpm
-
Shaft diameter: 2.46 mm
-
Maximum power: 5 kW
-
Accuracy: ±0.0016 N m
-
Grease lubricating ceramic ball bearings
The test rig layout is shown in Fig. 1 and a picture of the torquemeter and the turbocharger in Fig. 2.
Schematic of test rig.
Fig. 1.
Schematic of test rig.
Figure options
Test bench.
Fig. 2.
Test bench.
Figure options
The turbine is fed by dry compressed air under steady flow and in this application is used only for driving the compressor. The air source is a 700 m3 tank under 25 bar. The turbine flow rate is controlled by a valve and a second valve is used to modify the operating conditions of the compressor. The compressor map can thus be found by adjusting these valves. Both center housings are fed by the lubricating unit with SAE 15–30 W oil. Oil inlet temperature and pressure are adjustable, respectively from 20 to 120 °C and from 0.5 to 4 bar.
3. Determination of compressor performance
As mentioned above, usually the compressor is presumed to have an adiabatic behavior, which means its isentropic efficiency is calculated as follows:
equation(1)
View the MathML source
Turn MathJax on
where Wis and Wreal are the isentropic and real compression work, ΔTis, ΔTreal are respectively the isentropic and real temperature variation between compressor inlet and outlet ( Fig. 3) and k is the specific heat ratio, Ti1, Ti2 are the compressor inlet and outlet total temperatures, and pi1and pi2 are the compressor inlet and outlet total pressures.
Entropic diagram for the compressor.
Fig. 3.
Entropic diagram for the compressor.
Figure options
Furthermore, based on measurements, the following can also be calculated:
-
compression ratio:
equation(2)
View the MathML source
Turn MathJax on
-
compressor power, i.e. the power received by the air flow rate:
equation(3)
P=qm·cp(Ti2−Ti1),
Turn MathJax on
where qm is the air mass flow rate, and cp is the air specific heat at constant pressure.
The pressure is evaluated by different strain gauge transducers adapted to the measurement scale, while the temperature is measured by platinum resistance thermometers. The mass air flow rate is determined by a sharp edge orifice.
All sensor signals are converted to 0–5 voltage and sent to a data acquisition card. For each signal, 100 data acquisitions are done at 10 Hz, and the mean values recorded.
Thanks to the special torquemeter fitted between the turbine and compressor, the turbocharger’s mechanical efficiency is found with the following relation:
equation(4)
View the MathML source
Turn MathJax on
where Pm is the mechanical power given to the compressor shaft by the turbine, which is provided by the torquemeter, and Pf is the power loss to overcome friction within the turbocharger shaft bearings.
The friction losses can thus be estimated, provided that correct values for the compressor power are available. This is the case if heat exchange is minimized. In general, particularly at low turbocharger speeds, the compressor outlet total temperature is affected by the temperature conditions of the lubricating oil, air flow inside the compressor and ambient temperature. In the situation presented in this paper (cold test bench), minimizing heat exchange simply means handling the lubricating oil temperature parameters, as explained hereafter.
This experimental study was conducted as a parametric study, in order to assess the combined effect of lubricating oil temperature and pressure on the compressor performance. It was expected that the results thus obtained would advance our knowledge of the compressor map in the low speed range. More than 60 experiments were therefore performed but only the most relevant results are presented hereafter.
4. Experimental results
4.1. Influence of lubricating oil temperature on the compressor performance
As already discussed, the lubricating oil temperature appears to have a strong impact on the turbocharger performance. Mechanical power losses depend on oil viscosity, which is directly linked to oil temperature. Furthermore, heat exchange increases for high oil temperature and low rotational speeds.
Experiments show little difference in mechanical power given to the compressor shaft by the turbine, except for low rotational speeds (Fig. 4a). In Fig. 4b, it can be clearly seen that when the oil temperature is increased, the mechanical power provided by the torquemeter drops, with a difference of about 40% between the two extreme situations (20 °C and 80 °C). Although this difference between the two situations persists, when the speed increases the difference narrows and at 110,000 rpm it can be neglected.
Mechanical power vs. air flow rate.
Fig. 4.
Mechanical power vs. air flow rate.
Figure options
For a given rotational speed and constant lubricating oil pressure, the oil temperature, as expected, had a negligible influence on the pressure ratio (Fig. 5). However, it influences isentropic efficiency, especially at low rotational speeds (Fig. 6). This is due to the non-adiabaticity of the compressor, as explained below.
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 5.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Fig. 6.
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Figure options
4.2. Influence of lubricating oil pressure on the compressor performances
Generally, turbochargers are tested with a constant feeding oil pressure. However, during experimentation, an effect of oil pressure was clearly noticed. When the inlet oil pressure was changed, a variation in the turbocharger speed was observed, although the valves controlling the air flow rate of the compressor and the turbine were maintained in a fixed position. For instance, when the oil inlet pressure was decreased from 4 to 1 bar (points 1–7 in Fig. 7) and then increased back to 4 bar (points 7–10 in Fig. 7), a change in turbocharger speed from 55,000 to 32,000 rpm was observed, albeit with some discontinuities and hysteresis. This change of speed has an effect on the pressure ratio and air flow rate, as indicated in Fig. 8.
Rotational speed vs. oil pressure.
Fig. 7.
Rotational speed vs. oil pressure.
Figure options
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 8.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Experiments at a given rotational speed and constant lubricating oil inlet temperature showed that the oil pressure has no influence on the pressure ratio and isentropic efficiency, which seems logical (Fig. 9 and Fig. 10).
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 9.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Fig. 10.
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Figure options
The effect of oil pressure on mechanical power appears to be small (Fig. 11).
Mechanical power vs. air flow rate.
Fig. 11.
Mechanical power vs. air flow rate.
Figure options
The variation in mechanical power, for an oil pressure change from 2 to 4 bar, is approximately 5% at 70,000 rpm and 3% at 110,000 rpm. Nevertheless it must not be neglected at low speed. A difference of 24% is obtained at 30,000 rpm, which could explain the speed variation in Fig. 7, also noticed on other turbochargers.
The effect of oil pressure on mechanical power is quite unexpected, as for a given rotational speed, mechanical power losses depend primarily on oil viscosity, which is linked to temperature only and not to pressure. However, an explanation for this phenomenon was put forward in a recent numerical study [9]: while the oil pressure has no effect on viscosity, it does have an effect on oil flow. When the pressure increases, the oil flow also increases, leading to a better cooling of the journal bearings. Oil temperature within the inner clearance of journal bearings thereby decreases, viscosity increases and mechanical power losses also increase, entailing an increase in mechanical power.
5. Analysis of the results
5.1. Isentropic efficiency of compressor
Usually, on our test bench, turbocharger characteristic curves are established with a lubricating oil pressure of 3 bar and an oil tank temperature of about 60 °C.
At low rotational speeds, oil pressure and temperature at the inlet of the compressor have to be set precisely. The effect of oil inlet temperature for experiments done at 30,000 rpm is clearly observed.
When the inlet lubricating oil temperature is set at 20 °C, the outlet oil temperature is about 32 °C. This increase of 12 °C is due to mechanical power losses converted to heat and physically, this result is logical. When the oil temperature is set at 80 °C, the oil temperature difference between outlet and inlet is about −7 °C. This means either that energy is given to the shaft by the lubricating oil or that the oil is cooled by heat exchange due to air flow in the compressor. The latter hypothesis is physically the only realistic one and shows that in the
Turbocharger maps are usually acquired on hot test benches [13], or cold test benches [7] and [8]. In the former case, the heat flux between the hot turbine and the cold compressor causes overestimation of the calculated compressor power and underestimation of isentropic efficiency. This error, due to the assumption of adiabatic behavior of the compressor, becomes even greater at low turbocharger speeds, as stated before [7], [8] and [13].
As there is no standard that provides detailed descriptions of the correct measurement and calculation method to obtain turbocharger maps, experiments were conducted in the LGP2ES laboratory at Cnam Paris on a standard cold turbocharger test rig fitted with a torquemeter specially designed for such applications. Torque was measured from shaft twist, which was deduced from the phase difference between two toothed wheels located at either end of the shaft [14]. The same device gives the rotational speed and hence the power. The main characteristics of the torquemeter are as follows:
-
Maximum speed: 120,000 rpm
-
Shaft diameter: 2.46 mm
-
Maximum power: 5 kW
-
Accuracy: ±0.0016 N m
-
Grease lubricating ceramic ball bearings
The test rig layout is shown in Fig. 1 and a picture of the torquemeter and the turbocharger in Fig. 2.
Schematic of test rig.
Fig. 1.
Schematic of test rig.
Figure options
Test bench.
Fig. 2.
Test bench.
Figure options
The turbine is fed by dry compressed air under steady flow and in this application is used only for driving the compressor. The air source is a 700 m3 tank under 25 bar. The turbine flow rate is controlled by a valve and a second valve is used to modify the operating conditions of the compressor. The compressor map can thus be found by adjusting these valves. Both center housings are fed by the lubricating unit with SAE 15–30 W oil. Oil inlet temperature and pressure are adjustable, respectively from 20 to 120 °C and from 0.5 to 4 bar.
3. Determination of compressor performance
As mentioned above, usually the compressor is presumed to have an adiabatic behavior, which means its isentropic efficiency is calculated as follows:
equation(1)
View the MathML source
Turn MathJax on
where Wis and Wreal are the isentropic and real compression work, ΔTis, ΔTreal are respectively the isentropic and real temperature variation between compressor inlet and outlet ( Fig. 3) and k is the specific heat ratio, Ti1, Ti2 are the compressor inlet and outlet total temperatures, and pi1and pi2 are the compressor inlet and outlet total pressures.
Entropic diagram for the compressor.
Fig. 3.
Entropic diagram for the compressor.
Figure options
Furthermore, based on measurements, the following can also be calculated:
-
compression ratio:
equation(2)
View the MathML source
Turn MathJax on
-
compressor power, i.e. the power received by the air flow rate:
equation(3)
P=qm·cp(Ti2−Ti1),
Turn MathJax on
where qm is the air mass flow rate, and cp is the air specific heat at constant pressure.
The pressure is evaluated by different strain gauge transducers adapted to the measurement scale, while the temperature is measured by platinum resistance thermometers. The mass air flow rate is determined by a sharp edge orifice.
All sensor signals are converted to 0–5 voltage and sent to a data acquisition card. For each signal, 100 data acquisitions are done at 10 Hz, and the mean values recorded.
Thanks to the special torquemeter fitted between the turbine and compressor, the turbocharger’s mechanical efficiency is found with the following relation:
equation(4)
View the MathML source
Turn MathJax on
where Pm is the mechanical power given to the compressor shaft by the turbine, which is provided by the torquemeter, and Pf is the power loss to overcome friction within the turbocharger shaft bearings.
The friction losses can thus be estimated, provided that correct values for the compressor power are available. This is the case if heat exchange is minimized. In general, particularly at low turbocharger speeds, the compressor outlet total temperature is affected by the temperature conditions of the lubricating oil, air flow inside the compressor and ambient temperature. In the situation presented in this paper (cold test bench), minimizing heat exchange simply means handling the lubricating oil temperature parameters, as explained hereafter.
This experimental study was conducted as a parametric study, in order to assess the combined effect of lubricating oil temperature and pressure on the compressor performance. It was expected that the results thus obtained would advance our knowledge of the compressor map in the low speed range. More than 60 experiments were therefore performed but only the most relevant results are presented hereafter.
4. Experimental results
4.1. Influence of lubricating oil temperature on the compressor performance
As already discussed, the lubricating oil temperature appears to have a strong impact on the turbocharger performance. Mechanical power losses depend on oil viscosity, which is directly linked to oil temperature. Furthermore, heat exchange increases for high oil temperature and low rotational speeds.
Experiments show little difference in mechanical power given to the compressor shaft by the turbine, except for low rotational speeds (Fig. 4a). In Fig. 4b, it can be clearly seen that when the oil temperature is increased, the mechanical power provided by the torquemeter drops, with a difference of about 40% between the two extreme situations (20 °C and 80 °C). Although this difference between the two situations persists, when the speed increases the difference narrows and at 110,000 rpm it can be neglected.
Mechanical power vs. air flow rate.
Fig. 4.
Mechanical power vs. air flow rate.
Figure options
For a given rotational speed and constant lubricating oil pressure, the oil temperature, as expected, had a negligible influence on the pressure ratio (Fig. 5). However, it influences isentropic efficiency, especially at low rotational speeds (Fig. 6). This is due to the non-adiabaticity of the compressor, as explained below.
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 5.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Fig. 6.
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Figure options
4.2. Influence of lubricating oil pressure on the compressor performances
Generally, turbochargers are tested with a constant feeding oil pressure. However, during experimentation, an effect of oil pressure was clearly noticed. When the inlet oil pressure was changed, a variation in the turbocharger speed was observed, although the valves controlling the air flow rate of the compressor and the turbine were maintained in a fixed position. For instance, when the oil inlet pressure was decreased from 4 to 1 bar (points 1–7 in Fig. 7) and then increased back to 4 bar (points 7–10 in Fig. 7), a change in turbocharger speed from 55,000 to 32,000 rpm was observed, albeit with some discontinuities and hysteresis. This change of speed has an effect on the pressure ratio and air flow rate, as indicated in Fig. 8.
Rotational speed vs. oil pressure.
Fig. 7.
Rotational speed vs. oil pressure.
Figure options
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 8.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Experiments at a given rotational speed and constant lubricating oil inlet temperature showed that the oil pressure has no influence on the pressure ratio and isentropic efficiency, which seems logical (Fig. 9 and Fig. 10).
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 9.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Fig. 10.
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Figure options
The effect of oil pressure on mechanical power appears to be small (Fig. 11).
Mechanical power vs. air flow rate.
Fig. 11.
Mechanical power vs. air flow rate.
Figure options
The variation in mechanical power, for an oil pressure change from 2 to 4 bar, is approximately 5% at 70,000 rpm and 3% at 110,000 rpm. Nevertheless it must not be neglected at low speed. A difference of 24% is obtained at 30,000 rpm, which could explain the speed variation in Fig. 7, also noticed on other turbochargers.
The effect of oil pressure on mechanical power is quite unexpected, as for a given rotational speed, mechanical power losses depend primarily on oil viscosity, which is linked to temperature only and not to pressure. However, an explanation for this phenomenon was put forward in a recent numerical study [9]: while the oil pressure has no effect on viscosity, it does have an effect on oil flow. When the pressure increases, the oil flow also increases, leading to a better cooling of the journal bearings. Oil temperature within the inner clearance of journal bearings thereby decreases, viscosity increases and mechanical power losses also increase, entailing an increase in mechanical power.
5. Analysis of the results
5.1. Isentropic efficiency of compressor
Usually, on our test bench, turbocharger characteristic curves are established with a lubricating oil pressure of 3 bar and an oil tank temperature of about 60 °C.
At low rotational speeds, oil pressure and temperature at the inlet of the compressor have to be set precisely. The effect of oil inlet temperature for experiments done at 30,000 rpm is clearly observed.
When the inlet lubricating oil temperature is set at 20 °C, the outlet oil temperature is about 32 °C. This increase of 12 °C is due to mechanical power losses converted to heat and physically, this result is logical. When the oil temperature is set at 80 °C, the oil temperature difference between outlet and inlet is about −7 °C. This means either that energy is given to the shaft by the lubricating oil or that the oil is cooled by heat exchange due to air flow in the compressor. The latter hypothesis is physically the only realistic one and shows that in the
0/5000
2. Turbocharger test rig setupTurbocharger maps are usually acquired on hot test benches [13], or cold test benches [7] and [8]. In the former case, the heat flux between the hot turbine and the cold compressor causes overestimation of the calculated compressor power and underestimation of isentropic efficiency. This error, due to the assumption of adiabatic behavior of the compressor, becomes even greater at low turbocharger speeds, as stated before [7], [8] and [13].As there is no standard that provides detailed descriptions of the correct measurement and calculation method to obtain turbocharger maps, experiments were conducted in the LGP2ES laboratory at Cnam Paris on a standard cold turbocharger test rig fitted with a torquemeter specially designed for such applications. Torque was measured from shaft twist, which was deduced from the phase difference between two toothed wheels located at either end of the shaft [14]. The same device gives the rotational speed and hence the power. The main characteristics of the torquemeter are as follows:-Maximum speed: 120,000 rpm-Shaft diameter: 2.46 mm-Maximum power: 5 kW-Accuracy: ±0.0016 N m-Grease lubricating ceramic ball bearingsThe test rig layout is shown in Fig. 1 and a picture of the torquemeter and the turbocharger in Fig. 2.Schematic of test rig.Fig. 1. Schematic of test rig.Figure optionsTest bench.Fig. 2. Test bench.Figure optionsThe turbine is fed by dry compressed air under steady flow and in this application is used only for driving the compressor. The air source is a 700 m3 tank under 25 bar. The turbine flow rate is controlled by a valve and a second valve is used to modify the operating conditions of the compressor. The compressor map can thus be found by adjusting these valves. Both center housings are fed by the lubricating unit with SAE 15–30 W oil. Oil inlet temperature and pressure are adjustable, respectively from 20 to 120 °C and from 0.5 to 4 bar.3. Determination of compressor performanceAs mentioned above, usually the compressor is presumed to have an adiabatic behavior, which means its isentropic efficiency is calculated as follows:equation(1)View the MathML sourceTurn MathJax onwhere Wis and Wreal are the isentropic and real compression work, ΔTis, ΔTreal are respectively the isentropic and real temperature variation between compressor inlet and outlet ( Fig. 3) and k is the specific heat ratio, Ti1, Ti2 are the compressor inlet and outlet total temperatures, and pi1and pi2 are the compressor inlet and outlet total pressures.Entropic diagram for the compressor.Fig. 3. Entropic diagram for the compressor.Figure optionsFurthermore, based on measurements, the following can also be calculated:-compression ratio:equation(2)View the MathML sourceTurn MathJax on-compressor power, i.e. the power received by the air flow rate:equation(3)P=qm·cp(Ti2−Ti1),Turn MathJax onwhere qm is the air mass flow rate, and cp is the air specific heat at constant pressure.The pressure is evaluated by different strain gauge transducers adapted to the measurement scale, while the temperature is measured by platinum resistance thermometers. The mass air flow rate is determined by a sharp edge orifice.All sensor signals are converted to 0–5 voltage and sent to a data acquisition card. For each signal, 100 data acquisitions are done at 10 Hz, and the mean values recorded.Thanks to the special torquemeter fitted between the turbine and compressor, the turbocharger’s mechanical efficiency is found with the following relation:equation(4)View the MathML sourceTurn MathJax onwhere Pm is the mechanical power given to the compressor shaft by the turbine, which is provided by the torquemeter, and Pf is the power loss to overcome friction within the turbocharger shaft bearings.The friction losses can thus be estimated, provided that correct values for the compressor power are available. This is the case if heat exchange is minimized. In general, particularly at low turbocharger speeds, the compressor outlet total temperature is affected by the temperature conditions of the lubricating oil, air flow inside the compressor and ambient temperature. In the situation presented in this paper (cold test bench), minimizing heat exchange simply means handling the lubricating oil temperature parameters, as explained hereafter.This experimental study was conducted as a parametric study, in order to assess the combined effect of lubricating oil temperature and pressure on the compressor performance. It was expected that the results thus obtained would advance our knowledge of the compressor map in the low speed range. More than 60 experiments were therefore performed but only the most relevant results are presented hereafter.4. Experimental results4.1. Influence of lubricating oil temperature on the compressor performanceAs already discussed, the lubricating oil temperature appears to have a strong impact on the turbocharger performance. Mechanical power losses depend on oil viscosity, which is directly linked to oil temperature. Furthermore, heat exchange increases for high oil temperature and low rotational speeds.Experiments show little difference in mechanical power given to the compressor shaft by the turbine, except for low rotational speeds (Fig. 4a). In Fig. 4b, it can be clearly seen that when the oil temperature is increased, the mechanical power provided by the torquemeter drops, with a difference of about 40% between the two extreme situations (20 °C and 80 °C). Although this difference between the two situations persists, when the speed increases the difference narrows and at 110,000 rpm it can be neglected.Mechanical power vs. air flow rate.Fig. 4. Mechanical power vs. air flow rate.Figure optionsFor a given rotational speed and constant lubricating oil pressure, the oil temperature, as expected, had a negligible influence on the pressure ratio (Fig. 5). However, it influences isentropic efficiency, especially at low rotational speeds (Fig. 6). This is due to the non-adiabaticity of the compressor, as explained below.Compression ratio vs. air flow rate.Fig. 5. Compression ratio vs. air flow rate.Figure optionsIsentropic efficiency vs. air flow rate.Fig. 6. Isentropic efficiency vs. air flow rate.Figure options4.2. Influence of lubricating oil pressure on the compressor performancesGenerally, turbochargers are tested with a constant feeding oil pressure. However, during experimentation, an effect of oil pressure was clearly noticed. When the inlet oil pressure was changed, a variation in the turbocharger speed was observed, although the valves controlling the air flow rate of the compressor and the turbine were maintained in a fixed position. For instance, when the oil inlet pressure was decreased from 4 to 1 bar (points 1–7 in Fig. 7) and then increased back to 4 bar (points 7–10 in Fig. 7), a change in turbocharger speed from 55,000 to 32,000 rpm was observed, albeit with some discontinuities and hysteresis. This change of speed has an effect on the pressure ratio and air flow rate, as indicated in Fig. 8.Rotational speed vs. oil pressure.Fig. 7. Rotational speed vs. oil pressure.Figure options
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 8.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Experiments at a given rotational speed and constant lubricating oil inlet temperature showed that the oil pressure has no influence on the pressure ratio and isentropic efficiency, which seems logical (Fig. 9 and Fig. 10).
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 9.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Fig. 10.
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Figure options
The effect of oil pressure on mechanical power appears to be small (Fig. 11).
Mechanical power vs. air flow rate.
Fig. 11.
Mechanical power vs. air flow rate.
Figure options
The variation in mechanical power, for an oil pressure change from 2 to 4 bar, is approximately 5% at 70,000 rpm and 3% at 110,000 rpm. Nevertheless it must not be neglected at low speed. A difference of 24% is obtained at 30,000 rpm, which could explain the speed variation in Fig. 7, also noticed on other turbochargers.
The effect of oil pressure on mechanical power is quite unexpected, as for a given rotational speed, mechanical power losses depend primarily on oil viscosity, which is linked to temperature only and not to pressure. However, an explanation for this phenomenon was put forward in a recent numerical study [9]: while the oil pressure has no effect on viscosity, it does have an effect on oil flow. When the pressure increases, the oil flow also increases, leading to a better cooling of the journal bearings. Oil temperature within the inner clearance of journal bearings thereby decreases, viscosity increases and mechanical power losses also increase, entailing an increase in mechanical power.
5. Analysis of the results
5.1. Isentropic efficiency of compressor
Usually, on our test bench, turbocharger characteristic curves are established with a lubricating oil pressure of 3 bar and an oil tank temperature of about 60 °C.
At low rotational speeds, oil pressure and temperature at the inlet of the compressor have to be set precisely. The effect of oil inlet temperature for experiments done at 30,000 rpm is clearly observed.
When the inlet lubricating oil temperature is set at 20 °C, the outlet oil temperature is about 32 °C. This increase of 12 °C is due to mechanical power losses converted to heat and physically, this result is logical. When the oil temperature is set at 80 °C, the oil temperature difference between outlet and inlet is about −7 °C. This means either that energy is given to the shaft by the lubricating oil or that the oil is cooled by heat exchange due to air flow in the compressor. The latter hypothesis is physically the only realistic one and shows that in the
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 8.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Experiments at a given rotational speed and constant lubricating oil inlet temperature showed that the oil pressure has no influence on the pressure ratio and isentropic efficiency, which seems logical (Fig. 9 and Fig. 10).
Compression ratio vs. air flow rate.
Fig. 9.
Compression ratio vs. air flow rate.
Figure options
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Fig. 10.
Isentropic efficiency vs. air flow rate.
Figure options
The effect of oil pressure on mechanical power appears to be small (Fig. 11).
Mechanical power vs. air flow rate.
Fig. 11.
Mechanical power vs. air flow rate.
Figure options
The variation in mechanical power, for an oil pressure change from 2 to 4 bar, is approximately 5% at 70,000 rpm and 3% at 110,000 rpm. Nevertheless it must not be neglected at low speed. A difference of 24% is obtained at 30,000 rpm, which could explain the speed variation in Fig. 7, also noticed on other turbochargers.
The effect of oil pressure on mechanical power is quite unexpected, as for a given rotational speed, mechanical power losses depend primarily on oil viscosity, which is linked to temperature only and not to pressure. However, an explanation for this phenomenon was put forward in a recent numerical study [9]: while the oil pressure has no effect on viscosity, it does have an effect on oil flow. When the pressure increases, the oil flow also increases, leading to a better cooling of the journal bearings. Oil temperature within the inner clearance of journal bearings thereby decreases, viscosity increases and mechanical power losses also increase, entailing an increase in mechanical power.
5. Analysis of the results
5.1. Isentropic efficiency of compressor
Usually, on our test bench, turbocharger characteristic curves are established with a lubricating oil pressure of 3 bar and an oil tank temperature of about 60 °C.
At low rotational speeds, oil pressure and temperature at the inlet of the compressor have to be set precisely. The effect of oil inlet temperature for experiments done at 30,000 rpm is clearly observed.
When the inlet lubricating oil temperature is set at 20 °C, the outlet oil temperature is about 32 °C. This increase of 12 °C is due to mechanical power losses converted to heat and physically, this result is logical. When the oil temperature is set at 80 °C, the oil temperature difference between outlet and inlet is about −7 °C. This means either that energy is given to the shaft by the lubricating oil or that the oil is cooled by heat exchange due to air flow in the compressor. The latter hypothesis is physically the only realistic one and shows that in the
การแปล กรุณารอสักครู่..
2.
การติดตั้งอุปกรณ์ทดสอบเทอร์โบแผนที่เทอร์โบจะได้รับมักจะอยู่บนม้านั่งทดสอบร้อน[13] หรือม้านั่งทดสอบเย็น [7] และ [8] ในกรณีที่อดีตไหลของความร้อนระหว่างกังหันร้อนและเย็นคอมเพรสเซอร์ทำให้เกิดการประเมินค่าสูงของอำนาจคอมเพรสเซอร์คำนวณและเบาของประสิทธิภาพ isentropic ข้อผิดพลาดนี้เนื่องจากสมมติฐานของพฤติกรรมอะเดียแบติกของคอมเพรสเซอร์กลายเป็นที่ยิ่งใหญ่กว่าที่ความเร็วเทอร์โบต่ำตามที่ระบุไว้ก่อน [7] [8] และ [13]. ในฐานะที่มีความเป็นมาตรฐานที่ให้คำอธิบายรายละเอียดของการวัดที่ถูกต้องไม่มี และวิธีการคำนวณที่จะได้รับแผนที่เทอร์โบทดลองในห้องปฏิบัติการที่ LGP2ES CNAM ปารีสเทอร์โบชาร์จเจอร์เย็นมาตรฐานอุปกรณ์ทดสอบการติดตั้ง torquemeter ออกแบบมาเป็นพิเศษสำหรับการใช้งานดังกล่าว วัดแรงบิดจากบิดเพลาซึ่งอนุมานได้จากความแตกต่างของเฟสระหว่างสองล้อฟันตั้งอยู่ที่ปลายสุดของเพลา [14] อุปกรณ์เดียวกันให้ความเร็วในการหมุนและด้วยเหตุนี้อำนาจ ลักษณะสำคัญของ torquemeter มีดังนี้: - ความเร็วสูงสุด: 120,000 รอบต่อนาที- ขนาดเส้นผ่าศูนย์กลางเพลา: 2.46 มม- กำลังไฟสูงสุด: 5 กิโลวัตต์- ความแม่นยำ± 0.0016 n M - จาระบีหล่อลื่นลูกปืนเซรามิกรูปแบบอุปกรณ์ทดสอบแสดงในรูป ที่ 1 และภาพของ torquemeter และเทอร์โบชาร์จเจอร์ในรูป 2. แผนผังของอุปกรณ์ทดสอบ. รูป 1. แผนผังของอุปกรณ์ทดสอบ. รูปที่ตัวเลือกม้านั่งทดสอบ. รูป 2. ม้านั่งทดสอบ. เลือกรูปกังหันจะถูกป้อนโดยการบีบอัดอากาศแห้งภายใต้การไหลคงที่และในโปรแกรมนี้จะใช้เฉพาะสำหรับการขับรถคอมเพรสเซอร์ แหล่งที่มาของอากาศเป็น 700 m3 ถังอายุต่ำกว่า 25 บาร์ อัตราการไหลกังหันจะถูกควบคุมโดยวาล์วและวาล์วที่สองจะใช้ในการปรับเปลี่ยนสภาพการใช้งานของคอมเพรสเซอร์ แผนที่คอมเพรสเซอร์จึงสามารถพบได้โดยการปรับวาล์วเหล่านี้ ทั้งเรือนศูนย์เป็นอาหารโดยหน่วยหล่อลื่นด้วยน้ำมัน SAE 15-30 W อุณหภูมิน้ำมันที่ไหลเข้าและความดันจะปรับตามลำดับ 20-120 องศาเซลเซียสและ 0.5-4 บาร์. 3 ความมุ่งมั่นของประสิทธิภาพการทำงานของคอมเพรสเซอร์ดังกล่าวข้างต้นมักจะอัดขึ้นอยู่กับสถานการณ์ที่จะมีพฤติกรรมอะเดียแบติกซึ่งหมายถึงประสิทธิภาพ isentropic ของมันคือการคำนวณดังนี้สมการ(1) ดูแหล่งที่มา MathML เปิด MathJax ในที่Wis และ Wreal มีการบีบอัด isentropic และเป็นจริง ทำงานΔTis, ΔTrealเป็นลำดับการเปลี่ยนแปลงอุณหภูมิ isentropic และจริงระหว่างคอมเพรสเซอร์ทางเข้าและทางออก (รูปที่. 3) และ k เป็นอัตราส่วนความร้อนที่เฉพาะเจาะจง Ti1, Ti2 มีทางเข้าคอมเพรสเซอร์และ outlet อุณหภูมิทั้งหมดและ pi1and pi2 มีทางเข้าคอมเพรสเซอร์ และแรงกดดันรวม outlet. แผนภาพสึกกร่อนสำหรับคอมเพรสเซอร์. รูป 3. . แผนภาพสึกกร่อนสำหรับคอมเพรสเซอร์รูปที่ตัวเลือกนอกจากนี้ขึ้นอยู่กับการวัดต่อไปนอกจากนี้ยังสามารถคำนวณ: - อัตราการบีบอัด: สมการ (2) ดูแหล่งที่มา MathML เปิด MathJax บน- อำนาจคอมเพรสเซอร์คือพลังงานที่ได้รับจากการไหลของอากาศ อัตรา: สมการ (3) P = ตารางเมตร·ซีพี (Ti2-Ti1) เปิด MathJax ในที่ตารางเมตรเป็นมวลอากาศอัตราการไหลและซีพีเป็นอากาศร้อนเฉพาะที่ความดันคงที่. ความดันได้รับการประเมินโดยก้อนวัดความเครียดที่แตกต่างกันไปปรับใช้ ขนาดวัดในขณะที่อุณหภูมิที่วัดโดยเครื่องวัดอุณหภูมิความต้านทานทองคำขาว อัตราการไหลของอากาศมวลจะถูกกำหนดโดยปากคม. สัญญาณเซ็นเซอร์ทั้งหมดจะถูกแปลงเป็น 0-5 แรงดันไฟฟ้าและส่งไปยังการ์ดเก็บข้อมูล . สำหรับแต่ละสัญญาณ 100 กิจการข้อมูลทำที่ 10 เฮิร์ตซ์และค่าเฉลี่ยที่บันทึกไว้ขอบคุณที่torquemeter พิเศษติดตั้งระหว่างกังหันและคอมเพรสเซอร์ที่มีประสิทธิภาพกลเทอร์โบชาร์จเจอร์ที่จะพบกับความสัมพันธ์ต่อไปนี้: สมการ (4) ดูแหล่งที่มา MathML MathJax เปิดที่Pm เป็นพลังงานกลได้รับการเพลาคอมเพรสเซอร์โดยกังหันที่ให้บริการโดย torquemeter และ Pf คือการสูญเสียอำนาจที่จะเอาชนะแรงเสียดทานภายในแบริ่งเพลาเทอร์โบ. ความเสียหายที่เกิดแรงเสียดทานจึงสามารถประมาณโดยมีเงื่อนไขว่า ค่าที่ถูกต้องสำหรับการใช้พลังงานคอมเพรสเซอร์ที่มีอยู่ นี่คือกรณีที่การแลกเปลี่ยนความร้อนจะลดลง โดยทั่วไปโดยเฉพาะอย่างยิ่งที่ความเร็วเทอร์โบต่ำคอมเพรสเซอร์ outlet อุณหภูมิโดยรวมได้รับผลกระทบจากสภาพอุณหภูมิของน้ำมันหล่อลื่นไหลของอากาศภายในคอมเพรสเซอร์และอุณหภูมิ ในสถานการณ์ที่นำเสนอในบทความนี้ (ม้านั่งทดสอบเย็น) ลดการแลกเปลี่ยนความร้อนก็หมายถึงการจัดการพารามิเตอร์อุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่นตามที่อธิบายต่อจากนี้. นี้ศึกษาทดลองได้ดำเนินการในขณะที่การศึกษาตัวแปรเพื่อประเมินผลรวมของอุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่น และความดันประสิทธิภาพการทำงานของคอมเพรสเซอร์ มันเป็นที่คาดว่าผลที่ได้รับจะทำให้ความก้าวหน้าของความรู้ของเราแผนที่คอมเพรสเซอร์อยู่ในช่วงความเร็วต่ำ กว่า 60 การทดลองจึงได้ดำเนินการ แต่เพียงผลลัพธ์ที่เกี่ยวข้องส่วนใหญ่จะนำเสนอต่อจากนี้. 4 ผลการทดลอง4.1 อิทธิพลของอุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่นในประสิทธิภาพการทำงานของคอมเพรสเซอร์ตามที่กล่าวแล้วอุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่นดูเหมือนจะมีผลกระทบต่อประสิทธิภาพการทำงานของเทอร์โบชาร์จเจอร์ การสูญเสียพลังงานวิศวกรรมขึ้นอยู่กับความหนืดของน้ำมันซึ่งจะเชื่อมโยงโดยตรงกับอุณหภูมิของน้ำมัน นอกจากนี้การแลกเปลี่ยนความร้อนเพิ่มขึ้นของอุณหภูมิน้ำมันที่สูงและความเร็วในการหมุนต่ำ. ทดลองแสดงให้เห็นความแตกต่างเล็ก ๆ น้อย ๆ ในการใช้พลังงานกลได้รับการเพลาคอมเพรสเซอร์โดยกังหันยกเว้นความเร็วรอบต่ำ (รูป. 4a) ในรูป 4b ก็สามารถมองเห็นได้อย่างชัดเจนว่าเมื่ออุณหภูมิน้ำมันจะเพิ่มขึ้นพลังงานกลให้โดย torquemeter ลดลงโดยมีความแตกต่างกันประมาณ 40% ระหว่างสองสถานการณ์ที่รุนแรง (ที่ 20 ° C ถึง 80 ° C) แม้ว่าความแตกต่างระหว่างสองสถานการณ์นี้ยังคงอยู่เมื่อความเร็วเพิ่มความแตกต่างที่แคบและ 110,000 รอบต่อนาทีก็สามารถละเลย. พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 4. พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูปตัวเลือกสำหรับความเร็วในการหมุนที่กำหนดและความดันน้ำมันหล่อลื่นคงอุณหภูมิน้ำมันเป็นไปตามคาดมีอิทธิพลสำคัญกับอัตราส่วนความดัน (รูปที่. 5) แต่ก็มีผลต่อประสิทธิภาพ isentropic โดยเฉพาะอย่างยิ่งที่ความเร็วรอบต่ำ (รูปที่. 6) นี้เกิดจากการที่ไม่ได้ adiabaticity ของคอมเพรสเซอร์ตามที่อธิบายไว้ด้านล่าง. อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 5. อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปที่มีประสิทธิภาพ isentropic กับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 6. ประสิทธิภาพ isentropic เทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปที่4.2 อิทธิพลของความดันน้ำมันหล่อลื่นในการแสดงคอมเพรสเซอร์โดยทั่วไป turbochargers จะถูกทดสอบด้วยแรงดันน้ำมันให้อาหารอย่างต่อเนื่อง อย่างไรก็ตามในระหว่างการทดลองผลของความดันน้ำมันก็สังเกตเห็นได้อย่างชัดเจน เมื่อแรงดันน้ำมันที่ไหลเข้าที่มีการเปลี่ยนแปลงการเปลี่ยนแปลงในความเร็วเทอร์โบที่ถูกตั้งข้อสังเกตถึงแม้ว่าวาล์วควบคุมอัตราการไหลของอากาศของคอมเพรสเซอร์และกังหันถูกเก็บรักษาอยู่ในตำแหน่งที่คงที่ ตัวอย่างเช่นเมื่อความดันขาเข้าน้ำมันลดลง 4-1 บาร์ (1-7 จุดในรูปที่. 7) ที่เพิ่มขึ้นและจากนั้นกลับไปที่ 4 บาร์ (7-10 จุดในรูปที่. 7) การเปลี่ยนแปลงในความเร็วเทอร์โบจาก 55,000 32,000 รอบต่อนาทีพบว่าแม้จะมีต่อเนื่องและ hysteresis การเปลี่ยนแปลงของความเร็วในการนี้มีผลกระทบต่ออัตราส่วนความดันและอัตราการไหลของอากาศตามที่ระบุไว้ในรูป 8. ความเร็วการหมุนกับแรงดันน้ำมัน. รูป 7. ความเร็วในการหมุนกับแรงดันน้ำมัน. รูปที่ตัวเลือกอัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 8. การบีบอัดอัตราส่วนเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปการทดลองที่ให้ความเร็วในการหมุนและการหล่อลื่นอย่างต่อเนื่องอุณหภูมิน้ำมันพบว่าแรงดันน้ำมันไม่มีอิทธิพลกับอัตราส่วนความดันและมีประสิทธิภาพ isentropic ซึ่งดูเหมือนว่าตรรกะ (รูป. 9 และรูปที่ 10). อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 9. อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปที่มีประสิทธิภาพ isentropic กับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 10. ประสิทธิภาพ isentropic เทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูปที่ตัวเลือกผลของแรงดันน้ำมันพลังงานกลที่ดูเหมือนจะเป็นขนาดเล็ก (รูปที่. 11). พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 11. พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูปที่ตัวเลือกรูปแบบในการใช้พลังงานกลสำหรับการเปลี่ยนแปลงแรงดันน้ำมัน 2-4 บาร์จะอยู่ที่ประมาณ 5% ที่ 70,000 รอบต่อนาทีและ 3% ที่ 110,000 รอบต่อนาที แต่จะต้องไม่ละเลยที่ความเร็วต่ำ ความแตกต่างของ 24% จะได้รับที่ 30,000 รอบต่อนาทีซึ่งสามารถอธิบายการเปลี่ยนแปลงความเร็วในรูป 7 นอกจากนี้ยังสังเกตเห็น turbochargers อื่น ๆ . ผลของแรงดันน้ำมันพลังงานกลที่ไม่คาดคิดค่อนข้างเป็นสำหรับความเร็วในการหมุนได้รับการสูญเสียพลังงานกลขึ้นอยู่กับหลักในความหนืดของน้ำมันซึ่งจะเชื่อมโยงกับอุณหภูมิเท่านั้นและไม่ให้ความดัน แต่คำอธิบายสำหรับปรากฏการณ์นี้ถูกนำไปข้างหน้าในการศึกษาตัวเลขที่ผ่านมา [9]: การในขณะที่แรงดันน้ำมันไม่มีผลต่อความหนืดก็ไม่ได้มีผลกระทบต่อการไหลเวียนของน้ำมัน เมื่อเพิ่มความดัน, การไหลของน้ำมันยังเพิ่มขึ้นนำไปสู่การที่ดีขึ้นของการระบายความร้อนแบริ่งวารสาร อุณหภูมิน้ำมันที่อยู่ในการกวาดล้างภายในของแบริ่งวารสารจึงลดลงการเพิ่มขึ้นของความหนืดและการสูญเสียพลังงานกลยังเพิ่มขึ้นผูกพันเพิ่มขึ้นของพลังงานกล. 5 การวิเคราะห์ผล5.1 ประสิทธิภาพ isentropic ของคอมเพรสเซอร์มักจะอยู่บนม้านั่งทดสอบของเราลักษณะโค้งเทอร์โบมีการจัดตั้งที่มีความดันน้ำมันหล่อลื่น3 บาร์และอุณหภูมิถังน้ำมันประมาณ 60 ° C. ที่ความเร็วรอบต่ำแรงดันน้ำมันและอุณหภูมิที่ทางเข้าของคอมเพรสเซอร์ จะต้องมีการตั้งค่าได้อย่างแม่นยำ ผลของอุณหภูมิน้ำมันสำหรับการทดลองทำที่ 30,000 รอบต่อนาทีเป็นที่สังเกตได้อย่างชัดเจน. เมื่อเข้าหล่อลื่นอุณหภูมิน้ำมันตั้งไว้ที่ 20 องศาเซลเซียสอุณหภูมิน้ำมันเต้าเสียบประมาณ 32 องศาเซลเซียส เพิ่มขึ้น 12 องศาเซลเซียสเพราะนี่คือการสูญเสียพลังงานกลแปลงเป็นความร้อนและร่างกายผลนี้เป็นตรรกะ เมื่ออุณหภูมิของน้ำมันตั้งไว้ที่ 80 องศาเซลเซียสอุณหภูมิที่แตกต่างระหว่างน้ำมันสาขาและทางเข้าเป็นเรื่องเกี่ยวกับ -7 องศาเซลเซียส ซึ่งหมายความว่าทั้งพลังงานที่จะได้รับการเพลาโดยน้ำมันหล่อลื่นหรือว่าน้ำมันระบายความร้อนด้วยการแลกเปลี่ยนความร้อนเนื่องจากการไหลของอากาศในคอมเพรสเซอร์ สมมติฐานหลังเป็นหนึ่งร่างกายจริงเท่านั้นและแสดงให้เห็นว่าใน
การติดตั้งอุปกรณ์ทดสอบเทอร์โบแผนที่เทอร์โบจะได้รับมักจะอยู่บนม้านั่งทดสอบร้อน[13] หรือม้านั่งทดสอบเย็น [7] และ [8] ในกรณีที่อดีตไหลของความร้อนระหว่างกังหันร้อนและเย็นคอมเพรสเซอร์ทำให้เกิดการประเมินค่าสูงของอำนาจคอมเพรสเซอร์คำนวณและเบาของประสิทธิภาพ isentropic ข้อผิดพลาดนี้เนื่องจากสมมติฐานของพฤติกรรมอะเดียแบติกของคอมเพรสเซอร์กลายเป็นที่ยิ่งใหญ่กว่าที่ความเร็วเทอร์โบต่ำตามที่ระบุไว้ก่อน [7] [8] และ [13]. ในฐานะที่มีความเป็นมาตรฐานที่ให้คำอธิบายรายละเอียดของการวัดที่ถูกต้องไม่มี และวิธีการคำนวณที่จะได้รับแผนที่เทอร์โบทดลองในห้องปฏิบัติการที่ LGP2ES CNAM ปารีสเทอร์โบชาร์จเจอร์เย็นมาตรฐานอุปกรณ์ทดสอบการติดตั้ง torquemeter ออกแบบมาเป็นพิเศษสำหรับการใช้งานดังกล่าว วัดแรงบิดจากบิดเพลาซึ่งอนุมานได้จากความแตกต่างของเฟสระหว่างสองล้อฟันตั้งอยู่ที่ปลายสุดของเพลา [14] อุปกรณ์เดียวกันให้ความเร็วในการหมุนและด้วยเหตุนี้อำนาจ ลักษณะสำคัญของ torquemeter มีดังนี้: - ความเร็วสูงสุด: 120,000 รอบต่อนาที- ขนาดเส้นผ่าศูนย์กลางเพลา: 2.46 มม- กำลังไฟสูงสุด: 5 กิโลวัตต์- ความแม่นยำ± 0.0016 n M - จาระบีหล่อลื่นลูกปืนเซรามิกรูปแบบอุปกรณ์ทดสอบแสดงในรูป ที่ 1 และภาพของ torquemeter และเทอร์โบชาร์จเจอร์ในรูป 2. แผนผังของอุปกรณ์ทดสอบ. รูป 1. แผนผังของอุปกรณ์ทดสอบ. รูปที่ตัวเลือกม้านั่งทดสอบ. รูป 2. ม้านั่งทดสอบ. เลือกรูปกังหันจะถูกป้อนโดยการบีบอัดอากาศแห้งภายใต้การไหลคงที่และในโปรแกรมนี้จะใช้เฉพาะสำหรับการขับรถคอมเพรสเซอร์ แหล่งที่มาของอากาศเป็น 700 m3 ถังอายุต่ำกว่า 25 บาร์ อัตราการไหลกังหันจะถูกควบคุมโดยวาล์วและวาล์วที่สองจะใช้ในการปรับเปลี่ยนสภาพการใช้งานของคอมเพรสเซอร์ แผนที่คอมเพรสเซอร์จึงสามารถพบได้โดยการปรับวาล์วเหล่านี้ ทั้งเรือนศูนย์เป็นอาหารโดยหน่วยหล่อลื่นด้วยน้ำมัน SAE 15-30 W อุณหภูมิน้ำมันที่ไหลเข้าและความดันจะปรับตามลำดับ 20-120 องศาเซลเซียสและ 0.5-4 บาร์. 3 ความมุ่งมั่นของประสิทธิภาพการทำงานของคอมเพรสเซอร์ดังกล่าวข้างต้นมักจะอัดขึ้นอยู่กับสถานการณ์ที่จะมีพฤติกรรมอะเดียแบติกซึ่งหมายถึงประสิทธิภาพ isentropic ของมันคือการคำนวณดังนี้สมการ(1) ดูแหล่งที่มา MathML เปิด MathJax ในที่Wis และ Wreal มีการบีบอัด isentropic และเป็นจริง ทำงานΔTis, ΔTrealเป็นลำดับการเปลี่ยนแปลงอุณหภูมิ isentropic และจริงระหว่างคอมเพรสเซอร์ทางเข้าและทางออก (รูปที่. 3) และ k เป็นอัตราส่วนความร้อนที่เฉพาะเจาะจง Ti1, Ti2 มีทางเข้าคอมเพรสเซอร์และ outlet อุณหภูมิทั้งหมดและ pi1and pi2 มีทางเข้าคอมเพรสเซอร์ และแรงกดดันรวม outlet. แผนภาพสึกกร่อนสำหรับคอมเพรสเซอร์. รูป 3. . แผนภาพสึกกร่อนสำหรับคอมเพรสเซอร์รูปที่ตัวเลือกนอกจากนี้ขึ้นอยู่กับการวัดต่อไปนอกจากนี้ยังสามารถคำนวณ: - อัตราการบีบอัด: สมการ (2) ดูแหล่งที่มา MathML เปิด MathJax บน- อำนาจคอมเพรสเซอร์คือพลังงานที่ได้รับจากการไหลของอากาศ อัตรา: สมการ (3) P = ตารางเมตร·ซีพี (Ti2-Ti1) เปิด MathJax ในที่ตารางเมตรเป็นมวลอากาศอัตราการไหลและซีพีเป็นอากาศร้อนเฉพาะที่ความดันคงที่. ความดันได้รับการประเมินโดยก้อนวัดความเครียดที่แตกต่างกันไปปรับใช้ ขนาดวัดในขณะที่อุณหภูมิที่วัดโดยเครื่องวัดอุณหภูมิความต้านทานทองคำขาว อัตราการไหลของอากาศมวลจะถูกกำหนดโดยปากคม. สัญญาณเซ็นเซอร์ทั้งหมดจะถูกแปลงเป็น 0-5 แรงดันไฟฟ้าและส่งไปยังการ์ดเก็บข้อมูล . สำหรับแต่ละสัญญาณ 100 กิจการข้อมูลทำที่ 10 เฮิร์ตซ์และค่าเฉลี่ยที่บันทึกไว้ขอบคุณที่torquemeter พิเศษติดตั้งระหว่างกังหันและคอมเพรสเซอร์ที่มีประสิทธิภาพกลเทอร์โบชาร์จเจอร์ที่จะพบกับความสัมพันธ์ต่อไปนี้: สมการ (4) ดูแหล่งที่มา MathML MathJax เปิดที่Pm เป็นพลังงานกลได้รับการเพลาคอมเพรสเซอร์โดยกังหันที่ให้บริการโดย torquemeter และ Pf คือการสูญเสียอำนาจที่จะเอาชนะแรงเสียดทานภายในแบริ่งเพลาเทอร์โบ. ความเสียหายที่เกิดแรงเสียดทานจึงสามารถประมาณโดยมีเงื่อนไขว่า ค่าที่ถูกต้องสำหรับการใช้พลังงานคอมเพรสเซอร์ที่มีอยู่ นี่คือกรณีที่การแลกเปลี่ยนความร้อนจะลดลง โดยทั่วไปโดยเฉพาะอย่างยิ่งที่ความเร็วเทอร์โบต่ำคอมเพรสเซอร์ outlet อุณหภูมิโดยรวมได้รับผลกระทบจากสภาพอุณหภูมิของน้ำมันหล่อลื่นไหลของอากาศภายในคอมเพรสเซอร์และอุณหภูมิ ในสถานการณ์ที่นำเสนอในบทความนี้ (ม้านั่งทดสอบเย็น) ลดการแลกเปลี่ยนความร้อนก็หมายถึงการจัดการพารามิเตอร์อุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่นตามที่อธิบายต่อจากนี้. นี้ศึกษาทดลองได้ดำเนินการในขณะที่การศึกษาตัวแปรเพื่อประเมินผลรวมของอุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่น และความดันประสิทธิภาพการทำงานของคอมเพรสเซอร์ มันเป็นที่คาดว่าผลที่ได้รับจะทำให้ความก้าวหน้าของความรู้ของเราแผนที่คอมเพรสเซอร์อยู่ในช่วงความเร็วต่ำ กว่า 60 การทดลองจึงได้ดำเนินการ แต่เพียงผลลัพธ์ที่เกี่ยวข้องส่วนใหญ่จะนำเสนอต่อจากนี้. 4 ผลการทดลอง4.1 อิทธิพลของอุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่นในประสิทธิภาพการทำงานของคอมเพรสเซอร์ตามที่กล่าวแล้วอุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่นดูเหมือนจะมีผลกระทบต่อประสิทธิภาพการทำงานของเทอร์โบชาร์จเจอร์ การสูญเสียพลังงานวิศวกรรมขึ้นอยู่กับความหนืดของน้ำมันซึ่งจะเชื่อมโยงโดยตรงกับอุณหภูมิของน้ำมัน นอกจากนี้การแลกเปลี่ยนความร้อนเพิ่มขึ้นของอุณหภูมิน้ำมันที่สูงและความเร็วในการหมุนต่ำ. ทดลองแสดงให้เห็นความแตกต่างเล็ก ๆ น้อย ๆ ในการใช้พลังงานกลได้รับการเพลาคอมเพรสเซอร์โดยกังหันยกเว้นความเร็วรอบต่ำ (รูป. 4a) ในรูป 4b ก็สามารถมองเห็นได้อย่างชัดเจนว่าเมื่ออุณหภูมิน้ำมันจะเพิ่มขึ้นพลังงานกลให้โดย torquemeter ลดลงโดยมีความแตกต่างกันประมาณ 40% ระหว่างสองสถานการณ์ที่รุนแรง (ที่ 20 ° C ถึง 80 ° C) แม้ว่าความแตกต่างระหว่างสองสถานการณ์นี้ยังคงอยู่เมื่อความเร็วเพิ่มความแตกต่างที่แคบและ 110,000 รอบต่อนาทีก็สามารถละเลย. พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 4. พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูปตัวเลือกสำหรับความเร็วในการหมุนที่กำหนดและความดันน้ำมันหล่อลื่นคงอุณหภูมิน้ำมันเป็นไปตามคาดมีอิทธิพลสำคัญกับอัตราส่วนความดัน (รูปที่. 5) แต่ก็มีผลต่อประสิทธิภาพ isentropic โดยเฉพาะอย่างยิ่งที่ความเร็วรอบต่ำ (รูปที่. 6) นี้เกิดจากการที่ไม่ได้ adiabaticity ของคอมเพรสเซอร์ตามที่อธิบายไว้ด้านล่าง. อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 5. อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปที่มีประสิทธิภาพ isentropic กับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 6. ประสิทธิภาพ isentropic เทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปที่4.2 อิทธิพลของความดันน้ำมันหล่อลื่นในการแสดงคอมเพรสเซอร์โดยทั่วไป turbochargers จะถูกทดสอบด้วยแรงดันน้ำมันให้อาหารอย่างต่อเนื่อง อย่างไรก็ตามในระหว่างการทดลองผลของความดันน้ำมันก็สังเกตเห็นได้อย่างชัดเจน เมื่อแรงดันน้ำมันที่ไหลเข้าที่มีการเปลี่ยนแปลงการเปลี่ยนแปลงในความเร็วเทอร์โบที่ถูกตั้งข้อสังเกตถึงแม้ว่าวาล์วควบคุมอัตราการไหลของอากาศของคอมเพรสเซอร์และกังหันถูกเก็บรักษาอยู่ในตำแหน่งที่คงที่ ตัวอย่างเช่นเมื่อความดันขาเข้าน้ำมันลดลง 4-1 บาร์ (1-7 จุดในรูปที่. 7) ที่เพิ่มขึ้นและจากนั้นกลับไปที่ 4 บาร์ (7-10 จุดในรูปที่. 7) การเปลี่ยนแปลงในความเร็วเทอร์โบจาก 55,000 32,000 รอบต่อนาทีพบว่าแม้จะมีต่อเนื่องและ hysteresis การเปลี่ยนแปลงของความเร็วในการนี้มีผลกระทบต่ออัตราส่วนความดันและอัตราการไหลของอากาศตามที่ระบุไว้ในรูป 8. ความเร็วการหมุนกับแรงดันน้ำมัน. รูป 7. ความเร็วในการหมุนกับแรงดันน้ำมัน. รูปที่ตัวเลือกอัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 8. การบีบอัดอัตราส่วนเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปการทดลองที่ให้ความเร็วในการหมุนและการหล่อลื่นอย่างต่อเนื่องอุณหภูมิน้ำมันพบว่าแรงดันน้ำมันไม่มีอิทธิพลกับอัตราส่วนความดันและมีประสิทธิภาพ isentropic ซึ่งดูเหมือนว่าตรรกะ (รูป. 9 และรูปที่ 10). อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 9. อัตราส่วนการอัดเมื่อเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. เลือกรูปที่มีประสิทธิภาพ isentropic กับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 10. ประสิทธิภาพ isentropic เทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูปที่ตัวเลือกผลของแรงดันน้ำมันพลังงานกลที่ดูเหมือนจะเป็นขนาดเล็ก (รูปที่. 11). พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูป 11. พลังงานวิศวกรรมเทียบกับอัตราการไหลของอากาศ. รูปที่ตัวเลือกรูปแบบในการใช้พลังงานกลสำหรับการเปลี่ยนแปลงแรงดันน้ำมัน 2-4 บาร์จะอยู่ที่ประมาณ 5% ที่ 70,000 รอบต่อนาทีและ 3% ที่ 110,000 รอบต่อนาที แต่จะต้องไม่ละเลยที่ความเร็วต่ำ ความแตกต่างของ 24% จะได้รับที่ 30,000 รอบต่อนาทีซึ่งสามารถอธิบายการเปลี่ยนแปลงความเร็วในรูป 7 นอกจากนี้ยังสังเกตเห็น turbochargers อื่น ๆ . ผลของแรงดันน้ำมันพลังงานกลที่ไม่คาดคิดค่อนข้างเป็นสำหรับความเร็วในการหมุนได้รับการสูญเสียพลังงานกลขึ้นอยู่กับหลักในความหนืดของน้ำมันซึ่งจะเชื่อมโยงกับอุณหภูมิเท่านั้นและไม่ให้ความดัน แต่คำอธิบายสำหรับปรากฏการณ์นี้ถูกนำไปข้างหน้าในการศึกษาตัวเลขที่ผ่านมา [9]: การในขณะที่แรงดันน้ำมันไม่มีผลต่อความหนืดก็ไม่ได้มีผลกระทบต่อการไหลเวียนของน้ำมัน เมื่อเพิ่มความดัน, การไหลของน้ำมันยังเพิ่มขึ้นนำไปสู่การที่ดีขึ้นของการระบายความร้อนแบริ่งวารสาร อุณหภูมิน้ำมันที่อยู่ในการกวาดล้างภายในของแบริ่งวารสารจึงลดลงการเพิ่มขึ้นของความหนืดและการสูญเสียพลังงานกลยังเพิ่มขึ้นผูกพันเพิ่มขึ้นของพลังงานกล. 5 การวิเคราะห์ผล5.1 ประสิทธิภาพ isentropic ของคอมเพรสเซอร์มักจะอยู่บนม้านั่งทดสอบของเราลักษณะโค้งเทอร์โบมีการจัดตั้งที่มีความดันน้ำมันหล่อลื่น3 บาร์และอุณหภูมิถังน้ำมันประมาณ 60 ° C. ที่ความเร็วรอบต่ำแรงดันน้ำมันและอุณหภูมิที่ทางเข้าของคอมเพรสเซอร์ จะต้องมีการตั้งค่าได้อย่างแม่นยำ ผลของอุณหภูมิน้ำมันสำหรับการทดลองทำที่ 30,000 รอบต่อนาทีเป็นที่สังเกตได้อย่างชัดเจน. เมื่อเข้าหล่อลื่นอุณหภูมิน้ำมันตั้งไว้ที่ 20 องศาเซลเซียสอุณหภูมิน้ำมันเต้าเสียบประมาณ 32 องศาเซลเซียส เพิ่มขึ้น 12 องศาเซลเซียสเพราะนี่คือการสูญเสียพลังงานกลแปลงเป็นความร้อนและร่างกายผลนี้เป็นตรรกะ เมื่ออุณหภูมิของน้ำมันตั้งไว้ที่ 80 องศาเซลเซียสอุณหภูมิที่แตกต่างระหว่างน้ำมันสาขาและทางเข้าเป็นเรื่องเกี่ยวกับ -7 องศาเซลเซียส ซึ่งหมายความว่าทั้งพลังงานที่จะได้รับการเพลาโดยน้ำมันหล่อลื่นหรือว่าน้ำมันระบายความร้อนด้วยการแลกเปลี่ยนความร้อนเนื่องจากการไหลของอากาศในคอมเพรสเซอร์ สมมติฐานหลังเป็นหนึ่งร่างกายจริงเท่านั้นและแสดงให้เห็นว่าใน
การแปล กรุณารอสักครู่..
2 . ชุดทดสอบการติดตั้งเทอร์โบชาร์จเจอร์เทอร์โบ
แผนที่มักจะได้รับการทดสอบบนม้านั่ง [ 13 ] ร้อนหรือเย็นทดสอบสอง [ 7 ] และ [ 8 ] ในกรณีอดีต ฟลักซ์ความร้อนระหว่างอากาศกังหันร้อนและเย็นสาเหตุประเมินมากเกินไปของคอมเพรสเซอร์และคำนวณพลังงานประเมินค่าต่ำกว่าประสิทธิภาพของไอเซนโทรปิก . ข้อผิดพลาดนี้เกิดจากสมมติฐานของพฤติกรรมสารของคอมเพรสเซอร์กลายเป็นยิ่งต่ำความเร็วเทอร์โบ , ตามที่ระบุไว้ก่อน [ 7 ] , [ 8 ] และ [ 13 ] .
เนื่องจากไม่มีมาตรฐานที่ให้รายละเอียดของการวัดที่ถูกต้องและวิธีการคำนวณเพื่อให้ได้แผนที่เทอร์โบ ,การทดลองใน lgp2es ห้องปฏิบัติการใน cnam ปารีสบนมาตรฐานเย็นเทอร์โบชุดทดสอบติดตั้งกับ torquemeter ออกแบบมาเป็นพิเศษสำหรับการใช้งานดังกล่าว วัดแรงบิดจากเพลาหมุน , ซึ่งถูก deduced จากระยะความแตกต่างระหว่างหยักสองล้ออยู่ที่ปลายของเพลา [ 14 ] อุปกรณ์เดียวกันให้ที่ความเร็วในการหมุนและด้วยเหตุนี้อำนาจคุณลักษณะหลักของ torquemeter ดังนี้
-
ความเร็วสูงสุด 120 , 000 รอบต่อนาที
-
เพลา เส้นผ่านศูนย์กลาง : 2.46 mm
-
กำลังสูงสุด 5 kW
-
ความถูกต้อง : ± 0.0016 N M
-
จาระบีหล่อลื่นลูกปืนเซรามิค
ชุดทดสอบเค้าโครงที่แสดงในรูปที่ 1 และ รูปภาพของ torquemeter และเทอร์โบชาร์จ ในรูปที่ 2
แผนผังของชุดทดสอบ รูปที่ 1
รูปแผนผังของชุดทดสอบ ทดสอบตัวเลือก
รูปม้านั่ง2 . ม้านั่งทดสอบ
.
ตัวเลือกรูปกังหันจะถูกป้อนโดยบริการเครื่องอัดอากาศภายใต้การไหลคงที่และในโปรแกรมนี้จะใช้เฉพาะสำหรับการขับคอมเพรสเซอร์ อากาศแหล่งถัง 700 ลบ . ม. ภายใต้ 25 บาร์ กังหันที่อัตราการไหลจะถูกควบคุมโดยวาล์วและวาล์ว 2 ใช้เพื่อปรับเปลี่ยนสภาวะการทำงานของคอมเพรสเซอร์ แผนที่ เครื่องจึงสามารถพบได้โดยการปรับวาล์วเหล่านี้ทั้งศูนย์เรือนถูกเลี้ยงโดยหน่วย หล่อลื่น 15 เซ– 30 W น้ํามัน อุณหภูมิขาเข้าและปรับแรงดันน้ำมัน ตามลำดับ จาก 20 ถึง 120 องศา C และจาก 0.5 ถึง 4 บาร์
3 การกำหนดประสิทธิภาพของคอมเพรสเซอร์
ดังกล่าวข้างต้นมักจะคอมเพรสเซอร์ สันนิษฐานว่ามีพฤติกรรมสารซึ่งหมายถึงประสิทธิภาพของไอเซนโทรปิกคำนวณดังนี้ สมการ ( 1 )
ดูแหล่งที่มาเปิด mathjax MathML
และที่สิงคโปร์ใน wreal เป็นมอก. Δไอเซนโทรปิก และงานอัดจริง Δ treal เป็นตามลำดับ ไอเซนโทรปิกและการเปลี่ยนแปลงอุณหภูมิที่แท้จริงระหว่างปากน้ำ คอมเพรสเซอร์ และเต้าเสียบ ( รูปที่ 3 ) และ k คือค่าอัตราส่วนความร้อนเฉพาะ ti1 ti2 เป็นคอมเพรสเซอร์ , ขาเข้า ขาออกอุณหภูมิรวม และ pi1and pi2 เป็นคอมเพรสเซอร์แรงกดดัน
ขาเข้า ขาออกทั้งหมดแผนภาพ entropic สำหรับคอมเพรสเซอร์
รูปที่ 3
แผนภาพ entropic สำหรับคอมเพรสเซอร์
รูปตัวเลือกนอกจากนี้ตามวัด ต่อไปนี้ยังสามารถคำนวณอัตราส่วนการบีบอัด :
-
:
สมการ ( 2 )
เปิดแหล่งที่มาดู MathML mathjax บน
-
อัดพลัง คือ พลังที่ได้รับจากอัตราการไหลของอากาศ :
สมการ ( 3 )
p = QM ด้วย CP ( ti2 − ti1 )
เปิด mathjax บน
ที่ QM คืออากาศ อัตราการไหลและ CP คืออากาศเฉพาะความร้อนที่ความดันคงที่ ความดันที่แตกต่างกัน
ประเมินโดยวัดความเครียดตัวดัดแปลงเพื่อการวัดขนาด , ในขณะที่อุณหภูมิวัดด้วยเครื่องวัดอุณหภูมิความต้านทานแพลทินัม อัตราการไหลของอากาศจะถูกกำหนดโดย คมปาก
สัญญาณเซ็นเซอร์ทั้งหมดจะถูกแปลงเป็น 0 – 5 แรงดันและส่งบัตรการเก็บข้อมูล แต่ละสัญญาณ
แผนที่มักจะได้รับการทดสอบบนม้านั่ง [ 13 ] ร้อนหรือเย็นทดสอบสอง [ 7 ] และ [ 8 ] ในกรณีอดีต ฟลักซ์ความร้อนระหว่างอากาศกังหันร้อนและเย็นสาเหตุประเมินมากเกินไปของคอมเพรสเซอร์และคำนวณพลังงานประเมินค่าต่ำกว่าประสิทธิภาพของไอเซนโทรปิก . ข้อผิดพลาดนี้เกิดจากสมมติฐานของพฤติกรรมสารของคอมเพรสเซอร์กลายเป็นยิ่งต่ำความเร็วเทอร์โบ , ตามที่ระบุไว้ก่อน [ 7 ] , [ 8 ] และ [ 13 ] .
เนื่องจากไม่มีมาตรฐานที่ให้รายละเอียดของการวัดที่ถูกต้องและวิธีการคำนวณเพื่อให้ได้แผนที่เทอร์โบ ,การทดลองใน lgp2es ห้องปฏิบัติการใน cnam ปารีสบนมาตรฐานเย็นเทอร์โบชุดทดสอบติดตั้งกับ torquemeter ออกแบบมาเป็นพิเศษสำหรับการใช้งานดังกล่าว วัดแรงบิดจากเพลาหมุน , ซึ่งถูก deduced จากระยะความแตกต่างระหว่างหยักสองล้ออยู่ที่ปลายของเพลา [ 14 ] อุปกรณ์เดียวกันให้ที่ความเร็วในการหมุนและด้วยเหตุนี้อำนาจคุณลักษณะหลักของ torquemeter ดังนี้
-
ความเร็วสูงสุด 120 , 000 รอบต่อนาที
-
เพลา เส้นผ่านศูนย์กลาง : 2.46 mm
-
กำลังสูงสุด 5 kW
-
ความถูกต้อง : ± 0.0016 N M
-
จาระบีหล่อลื่นลูกปืนเซรามิค
ชุดทดสอบเค้าโครงที่แสดงในรูปที่ 1 และ รูปภาพของ torquemeter และเทอร์โบชาร์จ ในรูปที่ 2
แผนผังของชุดทดสอบ รูปที่ 1
รูปแผนผังของชุดทดสอบ ทดสอบตัวเลือก
รูปม้านั่ง2 . ม้านั่งทดสอบ
.
ตัวเลือกรูปกังหันจะถูกป้อนโดยบริการเครื่องอัดอากาศภายใต้การไหลคงที่และในโปรแกรมนี้จะใช้เฉพาะสำหรับการขับคอมเพรสเซอร์ อากาศแหล่งถัง 700 ลบ . ม. ภายใต้ 25 บาร์ กังหันที่อัตราการไหลจะถูกควบคุมโดยวาล์วและวาล์ว 2 ใช้เพื่อปรับเปลี่ยนสภาวะการทำงานของคอมเพรสเซอร์ แผนที่ เครื่องจึงสามารถพบได้โดยการปรับวาล์วเหล่านี้ทั้งศูนย์เรือนถูกเลี้ยงโดยหน่วย หล่อลื่น 15 เซ– 30 W น้ํามัน อุณหภูมิขาเข้าและปรับแรงดันน้ำมัน ตามลำดับ จาก 20 ถึง 120 องศา C และจาก 0.5 ถึง 4 บาร์
3 การกำหนดประสิทธิภาพของคอมเพรสเซอร์
ดังกล่าวข้างต้นมักจะคอมเพรสเซอร์ สันนิษฐานว่ามีพฤติกรรมสารซึ่งหมายถึงประสิทธิภาพของไอเซนโทรปิกคำนวณดังนี้ สมการ ( 1 )
ดูแหล่งที่มาเปิด mathjax MathML
และที่สิงคโปร์ใน wreal เป็นมอก. Δไอเซนโทรปิก และงานอัดจริง Δ treal เป็นตามลำดับ ไอเซนโทรปิกและการเปลี่ยนแปลงอุณหภูมิที่แท้จริงระหว่างปากน้ำ คอมเพรสเซอร์ และเต้าเสียบ ( รูปที่ 3 ) และ k คือค่าอัตราส่วนความร้อนเฉพาะ ti1 ti2 เป็นคอมเพรสเซอร์ , ขาเข้า ขาออกอุณหภูมิรวม และ pi1and pi2 เป็นคอมเพรสเซอร์แรงกดดัน
ขาเข้า ขาออกทั้งหมดแผนภาพ entropic สำหรับคอมเพรสเซอร์
รูปที่ 3
แผนภาพ entropic สำหรับคอมเพรสเซอร์
รูปตัวเลือกนอกจากนี้ตามวัด ต่อไปนี้ยังสามารถคำนวณอัตราส่วนการบีบอัด :
-
:
สมการ ( 2 )
เปิดแหล่งที่มาดู MathML mathjax บน
-
อัดพลัง คือ พลังที่ได้รับจากอัตราการไหลของอากาศ :
สมการ ( 3 )
p = QM ด้วย CP ( ti2 − ti1 )
เปิด mathjax บน
ที่ QM คืออากาศ อัตราการไหลและ CP คืออากาศเฉพาะความร้อนที่ความดันคงที่ ความดันที่แตกต่างกัน
ประเมินโดยวัดความเครียดตัวดัดแปลงเพื่อการวัดขนาด , ในขณะที่อุณหภูมิวัดด้วยเครื่องวัดอุณหภูมิความต้านทานแพลทินัม อัตราการไหลของอากาศจะถูกกำหนดโดย คมปาก
สัญญาณเซ็นเซอร์ทั้งหมดจะถูกแปลงเป็น 0 – 5 แรงดันและส่งบัตรการเก็บข้อมูล แต่ละสัญญาณ
การแปล กรุณารอสักครู่..
ภาษาอื่น ๆ
การสนับสนุนเครื่องมือแปลภาษา: กรีก, กันนาดา, กาลิเชียน, คลิงออน, คอร์สิกา, คาซัค, คาตาลัน, คินยารวันดา, คีร์กิซ, คุชราต, จอร์เจีย, จีน, จีนดั้งเดิม, ชวา, ชิเชวา, ซามัว, ซีบัวโน, ซุนดา, ซูลู, ญี่ปุ่น, ดัตช์, ตรวจหาภาษา, ตุรกี, ทมิฬ, ทาจิก, ทาทาร์, นอร์เวย์, บอสเนีย, บัลแกเรีย, บาสก์, ปัญจาป, ฝรั่งเศส, พาชตู, ฟริเชียน, ฟินแลนด์, ฟิลิปปินส์, ภาษาอินโดนีเซี, มองโกเลีย, มัลทีส, มาซีโดเนีย, มาราฐี, มาลากาซี, มาลายาลัม, มาเลย์, ม้ง, ยิดดิช, ยูเครน, รัสเซีย, ละติน, ลักเซมเบิร์ก, ลัตเวีย, ลาว, ลิทัวเนีย, สวาฮิลี, สวีเดน, สิงหล, สินธี, สเปน, สโลวัก, สโลวีเนีย, อังกฤษ, อัมฮาริก, อาร์เซอร์ไบจัน, อาร์เมเนีย, อาหรับ, อิกโบ, อิตาลี, อุยกูร์, อุสเบกิสถาน, อูรดู, ฮังการี, ฮัวซา, ฮาวาย, ฮินดี, ฮีบรู, เกลิกสกอต, เกาหลี, เขมร, เคิร์ด, เช็ก, เซอร์เบียน, เซโซโท, เดนมาร์ก, เตลูกู, เติร์กเมน, เนปาล, เบงกอล, เบลารุส, เปอร์เซีย, เมารี, เมียนมา (พม่า), เยอรมัน, เวลส์, เวียดนาม, เอสเปอแรนโต, เอสโทเนีย, เฮติครีโอล, แอฟริกา, แอลเบเนีย, โคซา, โครเอเชีย, โชนา, โซมาลี, โปรตุเกส, โปแลนด์, โยรูบา, โรมาเนีย, โอเดีย (โอริยา), ไทย, ไอซ์แลนด์, ไอร์แลนด์, การแปลภาษา.
- ครบรอบ 2 ขวบ
- chartered
- -A person is presumed innocent until pro
- How about monday
- worth
- How to Take care of Children
- SufferingThe painful aspect of life We m
- applied paternalistic administration
- DESCRIBING PEOPLE
- Marketplace
- ไม่มีคลื่น
- มิน
- ถ้าเปนแบบนี้,เราเลิกกันเถอะ
- just why is it you think we all should p
- ไปกันไหม
- date
- ตาของฉันสีดำและตาโต
- ฉันรู้สึกตื่นเต้นและดีใจที่ได้เข้าร่วมงา
- EXPERTS - SUSTAIN is a European Funded E
- Some
- But anyway thanks for the encouragement
- ฝืนยิ้ม
- มาก
- 亲切
