Zero power disc를 이용한 터보과급기의 성능 평가 방법에 대한 고찰

2.1 터보과급기의 마찰 성능 영향인자

터보과급기 축은 베어링에 의하여 지지되고 있으며, 윤활성 확보를 위한 윤활유가 공급된다. 이때 마찰 손실은 주로 베어링의 구조, 윤활유 점도, 회전속도 그리고 오일 필름의 두께 등에 영향을 받는다.⁴⁾

특히 일반적인 과급기에서는 반경 방향 마찰 저감을 위한 저널 베어링과 함께 축 방향 힘의 불균형을 보상하기 위하여, 스러스트 베어링을 함께 적용하고 있다.⁶⁾

특히 스러스트 베어링에 작용하는 마찰 손실은 압축기와 터빈에 부가되는 힘의 불균형에 따라, 마찰 손실이 달라지므로, 이에 대한 고려가 필요하다.

2.2 Zero power disc를 이용한 마찰 평가 이론

터보과급기의 압축기 출력과 손실 출력 그리고 터빈 출력은 아래의 식 (1)과 같은 관계를 가진다.

where,
P_loss : power loss, kW
P_t : turbine power, kW
P_c : compressor power, kW
$$ {\dot{Q}}_{loss}$$ : heat loss, J/s

이때 외부로의 열손실($$ {\dot{Q}}_{loss}$$)과 압축기 출력(P_c) 이 “0”이라고 가정하는 경우, 마찰 손실 출력(P_loss)은 식 (2)에 제시된 바와 같이 터빈 출력과 같다고 가정할 수 있다.

따라서, 압축기 블레이드 제거를 통한 압축기 출력 발생 억제 그리고 과급기의 열전달을 방지함으로써, 터빈 출력 측정을 통한, 축계 마찰 측정이 가능하다. 이때 Zero power disc는 블레이드가 제거된 압축기를 의미한다.

터빈 출력은 터빈 통과 유량률과 터빈 전후의 온도차로 아래와 같이 식 (3)과 같이 계산된다.

where,
$$ {\dot{m}}_T$$ : turbine gas flow rate (kg/s)
C_p : specific heat (kW)
T₃ : turbine inlet temperature (°C)
T₄ : turbine outlet temperature (°C)

2.3 스러스트 힘(Thrust force)의 추정

전술한 바와 같이, 저널 베어링과 함께 적용되는 스러스트 베어링 측의 힘은 중요한 마찰 손실 원인이며, 따라서, 가스 벤치 상의 마찰 성능 평가 결과 고찰 및 모터 다이나모와 같은 기타의 방법에 의하여 측정된 마찰 평가 조건과의 비교 분석을 위하여서는 최소한의 스러스트 힘의 유추 방안이 필요하다.

가스 벤치 상에서의 정확한 스러스트 힘의 평가를 위해서 기존의 연구에서는 과급기 제원 및 작동 조건을 입력으로 하는 손쉬운 계산 방안을 제공하고 있으며, Fig. 1을 참고로 하여, 압축기에 적용되는 축 방향 힘(F_c) 과 터빈에 미치는 축 방향 힘(F_t)을 계산하여, 스러스트에 미치는 축 방향 힘(F_tc)를 계산한다.⁶⁾

Fig. 1

Axial forces balance on turbocharger7)

이때 축 방향 힘은 터빈측에서 압축기 측으로의 방향을 양의 값으로 하여 계산되어진다.

본 연구에서는 이를 이용하여 대략적인 계산의 수행과 결과 제공 방안 식 (4) ~ 식 (6)에 제시하였다.

where,
F_c : the resultant axial force on the compressor wheel
F_c1 : the axial force at compressor wheel inducer
F_c2 : the axial force at compressor wheel exducer
F_c3 : the axial force on compressor wheel back face

where,
F_t : the resultant axial force on the turbine wheel
F_t1 : the axial force at turbine wheel inducer
F_t2 : the axial force at turbine wheel exducer
F_t3 : the axial force on turbine wheel back face

where,
F_tc : the resultant axial force on the turbocharger

2.4 터빈 작동 특성의 평가

압축기와 터빈이 결합되어 있는 단품 상태의 터보과급기 실험에서, 터빈의 작동 범위는 압축기의 작동 범위, 특히, 압축기의 서어지 한계(Surge limit) 등에 의하여 제한을 받는다. 그러나, 과급기의 반응성 확인, 터빈 구동을 위한 최소 터빈 작동 조건의 산정 및 GT-power와 같은 엔진 시뮬레이션 상의 터빈 모델의 구성을 위하여서는 터빈의 한계 작동 조건을 평가할 필요가 있다.⁸⁾

2.4.1 터빈의 최소작동조건(End point)의 측정

저속 시 터빈의 최소 작동 조건의 측정은 Zero-power disc를 이용한 Run away 실험을 통하여, Fig. 2와 같이 일정한 회전속도에서의 터빈 유량률 및 팽창비의 최솟값을 의미하며, 이 이하의 구간에서는 압축기와 마찬가지로, 터빈이 동력을 흡수하는 구간을 의미한다.

Fig. 2

End point measurement at run-away tests using the zero power disc4)

Fig. 1과 같은 터빈 특성 곡선의 작성 시, 터빈 회전속도와 통과유량율은 온도 또는 압력 등에 의하여 보정되어지며, 교정터빈회전속도(N_T)와 교정유량율($$ {\dot{m}}_{T,reduced}$$)의 정의식을 식 (7)과 식 (8)에 각각 나타내었다.

$\[ N_T=\frac{N}{\sqrt{T_{t3}}} \]$

(7)

where,
N_T : corrected turbine speed, rpm
T_t3 : turbine inlet temperature, K
N : rotational speed, rpm

$\[ {\dot{m}}_{T,reduced}=\frac{{\dot{m}}_T\times \sqrt{T_{t3}}}{p_{t3}} \]$

(8)

where,
$$ {\dot{m}}_{T,reduced}$$ : reduced turbine mass flow rate, kg/s K^0.5/kPa
$$ {\dot{m}}_T$$ : turbine mass flow rate, kg/s
p_t3 : turbine inlet pressure, kPa

2.4.2 최대 터빈 블레이드 회전속도비(BSR)의 측정

Zero power disc를 이용한 Run-away 실험은 일반적인 Hot gas bench 실험에서는 수행할 수 없는 터빈의 최소 팽창비 조건이 가능하며, 이러한 특성을 활용하여, 터빈 효율의 확장 모델 개발에 그 결과가 활용된다.

일반적인 터빈 확장 모델의 구성을 위하여서는 아래 그림 Fig. 3과 같이 일정 회전속도(교정 터빈 회전속도) 조건에서의 최대 Blade Speed Ratio(BSR)을 확인하여야 하며, 이를 이용하여, 터빈 효율의 Fitting 함수를 완성한다. BSR의 정의식은 아래와 같다.

$\[ BSR=\frac{u_T}{C_o}=\frac{\pi \times N\times d_T}{\sqrt{2\times ∆h_{T,is}}} \]$

(9)

where,
u_T : turbine blade tip speed
C_o : spouting velocity of turbine
d_T : turbine blade diameter, mm
N_tc : compressor(or turbine) speed, rps
Δh_{T, is} : isentropic spec. turbine work total-to-static, J/kg

Fig. 3

End point measurement at run-away tests using the zero power disc9)

일반적인 제조사 제공 과급기 성능 곡선 맵에 제시되는 터빈 효율(Turbine efficiency)는 Isentropic 터빈 출력에 대한 압축기 효율로 제시된다. Run-away 실험의 압축기 출력(P_c)은 “0”이므로 터빈 효율(η_t)은 “0”으로 간주되어, 확장 모델의 구성 시 교정 터빈 회전속도에 대한 최대 BSR 값을 제공한다.

$\[ {\eta }_t=\frac{P_c}{P_{t,is}} \]$

(10)

where,
η_t : turbine total-to-static efficiency(turbine efficiency or combined turbine efficiency)
P_c : compressor power, kW
P_t,is : isentropic turbine power, kW

3.1 실험장치의 구성

실험에 사용된 과급기는 가솔린 엔진용 저널베어링 타입의 WGT 과급기이며, Run away 실험 수행을 위하여, Photo. 1에 보이듯이, 압축기 블레이드를 제거하여, 압축기 출력이 최소화된 Zero power disc를 구성하였다. 한편, 압축기 회전속도 측정을 위한 센서 감지용 지그는 추가되었다.

Photo. 1

Photograph of zero-power disc and speed sensor

한편 압축기 하우징 장착 시, 압축기 블레이드가 제거되더라도 표면장력에 의한 공기유동이 발생됨이 실험적으로 확인되었으며, 최종적으로 하우징은 탈거하였다. 또한 실험 시 과급기는 단열재를 이용하여, 외부와의 열전달을 최소화하여, 측정 결과의 오차를 최소화하고자 하였다.

실험 시 측정 결과의 오차 유발 인자는 내외부 열전달에 기인하며, 이에 따라 실험 시 오일 온도와 터빈 입구 온도의 설정이 가장 중요하다.

참고문헌에 따라 터빈 입구 가스 온도는 최소 40 °C 부근에서 100 °C 부근까지 설정되고 있으며, 한편으로는 오일을 포함한 각종 유체의 온도는 가능한 동일하게 맞추는 것을 권장하고 있다.

이중 실험적으로 온도 제어가 가능한 유체는 오일 및 터빈 입구 온도이며, 실험 조건 형성을 위한 실험장치 구성이 진행되었다.

이에 따라, Photo. 2에 제시한 바와 같이, 버너형 가열기 대신 전기식 히터와 오일 온도 제어기를 적용하여 터빈 입구 온도와 오일 온도를 제어하였다.

Photo. 2

Low temperature gas test bench for run away tests

이외에 터빈 전후단에 압력 및 온도센서를 장착하였으며, 터빈 도입 공기량의 측정 시 오차 방지를 위하여, 공기건조기를 이용한 압축기 공기 중 수분을 제거하였으며, 열용량형 유량계를 사용하여, 압력저항을 최소화하고자 하였다.

3.2 Run-away 실험 조건

실험은 과급기 내외의 열전달의 영향을 고려하여, 터빈 입구 온도는 안정적 유지가 가능한 최소 온도인 40 °C로 설정하였으며, 열간섭을 배제하기 위하여 냉각수는 공급하지 않았다.

단, 윤활 오일 온도는 과급기 내부의 열전달뿐 아니라, 마찰 성능에도 영향을 미치기 때문에 이의 영향 분석을 위하여, 3가지(40, 60, 90 °C) 조건에 대하여 비교 평가를 수행하였다.

위 Table 1에 실험 조건을 정리하여 제시하였다.

Table 1

Run-away test conditions

4.1 마찰 성능 평가와 실험 조건 분석

터보과급기의 마찰 성능은 기본 제원 이외에도, 윤활유 온도, 스러스트 힘 등에 따라 다르게 제시된다. 한편 본 연구의 마찰 출력 측정은 터빈 전후단의 압력과 온도 측정을 통해 이루어지며, 열전달에 의한 온도 왜곡은 가장 큰 오차 원인이 된다. 본 연구에서는 과급기를 단열처리하여 외부 열손실은 최소화하였기 때문에, 가장 큰 오차 원인은 내부 열교환으로 판단되며, 이는 측정 조건의 제한 요인이 된다.

따라서, 실험을 통하여 오일 온도와 터빈 입구 온도 변화에 따른 성능 특성을 확인하고, 오일 및 터빈 입구 온도 변수 실험의 가능성 여부와 적정한 온도 조건 설정에 대한 검토를 수행하였다.

Fig. 4에는 Table 1에 제시한 실험 조건에서의 마찰손실 출력 측정 결과를 제시하였다.

Fig. 4

Friction power test results

모든 경우, 회전속도에 대한 2차 함수의 형태로 마찰 출력의 증가를 수반하고 있다.

한편으로, 터빈 입구 온도가 40 °C로 고정된 경우(Fig. 4(a)), 오일 온도가 60 °C로 터빈 입구 온도와 20 °C의 편차를 가지는 경우, 비교적 유사한 결과를 제시하고 있으나. 90 °C인 경우 0.2 kw 정도 저감되며, 편차 비율은 저 회전속도에서 증가되는 경향을 제시하였다. 그러나, 터빈 입구 온도와 오일 온도가 동일한 경우(Fig. 4(b))는 오일 온도 증가에 따른 점도 저하에도 불구하고, 회전속도에 따라 거의 유사한 마찰 손실 결과를 제시함을 알 수 있다.

한편, 오일 온도 및 터빈 입구 온도에 따른 적정성을 좀 더 자세한 검토를 위해, 오일 입출구 및 터빈 전후단의 온도 편차에 대한 검토를 수행하였다.

일반적으로 마찰 출력의 증가는 터빈 전후 온도 편차 증가, 마찰열 발생은 오일 온도를 증가시키므로, 정상적인 경우, 오일 출구 온도가 입구 온도 보다 높으며, 회전속도 증가와 함께 그 편차는 증가되는 것이 타당하다.

Fig. 5의 오일 전후단 온도차 측정 결과를 제시하였다. 전체적으로는 회전 속도 증가에 따라 오일 온도 편차는 증가되고 있으나, 오일 온도 90 °C에서 회전속도 80,000 rpm 이하는 오일 출구 온도가 입구 온도에 비하여 더 낮아지는 현상이 발생되었다. 또한 Fig. 6에 나타낸 터빈 전후 온도 편차에서도 약 80,000 rpm 이하의 경우, 터빈 전후 온도 경향에 상이성이 증가되고 있음을 볼 수 있다.

Fig. 5

Run -away test results for oil inlet and outlet temperature difference

Fig. 6

Run- away test results for turbine inlet and outlet temperature difference

이는 오일로부터 터빈으로의 열전달이 발생되고 있으며, 터빈 후단 온도와 마찰 출력에 왜곡이 발생될 수 있음을 의미한다. 특히, 저속 구간 그리고 오일 및 터빈 입구 온도차가 큰 경우(Test1의 조건, Fig. 4(a)) 왜곡이 심화됨을 알 수 있다.

따라서, Fig. 4(a)에서 제시된 오일 온도 상승에 따른 마찰 저감 특성은 물리적 의미를 부여하기 어려우며, 결과적으로 Zero power disc를 이용한 마찰 평가 시 오일 온도에 대한 마찰 평가는 무의미함을 알 수 있다. 또한 터빈 입구 온도와 오일 온도는 가능한 대기와 가까운(단, 일정 온도 유지 및 터빈에서의 아이싱 회피 수준) 40 °C 정도에서 수행되는 것이 타당하다.

한편 Fig. 7과 같이 온도 설정 범위를 확장하여, 오일 및 터빈 입구 온도가 각각 60 °C까지는 40 °C 조건과 평균적으로 85 % 이상의 유사성을 가지며, 회전속도 증가 시 그 정확성은 좀 더 개선되는 특징을 가진다.

Fig. 7

Result of the similarity comparision of friction power according to the temperature condition of the turbine inlet and oil

한편 또 다른 마찰 영향인자인 축 방향 스러스트 힘은 식 (4) ~ 식 (8)에 제시된 원리식과 참고문헌⁶⁾의 상세 계산과정을 이용하여 수행되었으며, 계산 결과를 Fig. 8에 제시하였다. 계산 결과로부터, 터빈 회전속도의 증가와 이에 따른 터빈 통과유량률의 증가는 양의 값을 가지는 스러스트 힘을 증가시키고 있음을 확인할 수 있다. 이러한 현상은 압축기의 형상 변경에 따라, 압축기로부터 터빈 측으로의 힘이 더욱 적게 작용하는 특성이 반영된 결과이다. 한편 터빈 입구온도 온도 조건 설정에 따라서는 큰 편차는 발생되지 않고 있어, 온도 설정에 따른 오차에는 큰 영향은 미치지 않을 것으로 생각되었다.

Fig. 8

Axial thrust force calculation results at zero power disc run away tests

단, 회전속도 변화에 따라 축 방향 스러스트 힘은 균일하게 유지되지 못하고 있어, 실제 과급기 작동 조건 또는 전동 다이나모에서의 측정시와는 다른 마찰 손실 조건이 형성되고 있음을 알 수 있다.

구체적으로는 참고문헌⁵⁾으로부터 120,000 rpm 기준으로 75 Nm 수준의 경우, 스러스트 힘을 0 N ~ 60 N 변화 시 약 0.1 kW 수준의 마찰 증가가 있음이 제시된 바 있으며, Fig. 8에 제시된 결과를 기준으로 대략적으로 120,000 rpm 에서 약 0.1 kW이상의 스러스트힘에 의한 부가적인 손실이 포함될 수 있음을 의미한다.

4.2 터빈 최소 작동 조건 (End point)

Fig. 9에는 Run away 실험 시 교정 터빈 회전속도에 대한 질량 유량 특성과 터빈 팽창비의 측정 결과를 나타내었으며, 이는 각 회전속도에서의 최소 터빈 작동 조건(End point)를 의미한다.

Fig. 9

Reduced turbine mass flow rate and expansion ratio test results from run-away tests

유량 특성 및 터빈 팽창비 특성은 터빈 입구 또는 오일 온도에는 크게 영향을 받지 않고 있어서 측정시 온도 설정의 자유도가 높음을 알 수 있다. 한편 수정 터빈 회전속도 7,000 rpm(축 회전속도 약 120,000 rpm) 시 약 1.6 부근의 터빈 팽창비를 가지고 있음을 볼 수 있다.

Fig. 10에는 Fig. 9의 Fitting 함수를 이용하여, 교정 터빈 회전속도 별 “End point”의 계산 결과를 과급기 제조사 제공 터빈 성능과 함께 제시하였다.

Fig. 10

End point test results with turbine performance data from a turbocharger maker

Fig. 10의 결과로부터 알 수 있듯이 교정 터빈 회전속도의 증가에 따라 “End point”의 팽창비와 통과유량률은 증가되고 있으며, 일반적인 고온 가스시험장치(Hot gas test bench)에서는 확인할 수 없었던, 터빈의 최소 작동 조건 확인이 가능함을 알 수 있다.

4.3 최대 터빈 블레이드 회전속도비

Fig. 11에는 Run away 실험시의 각 과급기별 교정 터빈 회전속도에 대한 최대 BSR 값을 제시하였다.

Fig. 11

Maximum turbine blade speed ratio test results from run-away tests

최대 BSR 또한 터빈 입구 및 오일 온도 설정에 크게 영향을 받고 있지 않으며, 수정 터빈 회전속도 1,500 rpm(축 회전속도 약 30,000 rpm) ~ 7,000 rpm (축 회전속도 약 120,000 rpm)의 조건에서 0.6 ~ 1 정도의 측정 결과를 제시하였다.