Transcript Pier Sabato Trapanese - Rappresentazione del ciclo diesel nei

Università degli Studi di Napoli “Federico II”
Facoltà di Ingegneria
Corso di Laurea in Ingegneria Navale
Dipartimento di Ingegneria Industriale
Tesi di Laurea
RAPPRESENTAZIONE DEL CICLO DIESEL NEI
MOTORI SOVRALIMENTATI
Relatore :
Candidato :
Ch.mo Prof. Ing. FRANCO QUARANTA
TRAPANESE
PIER SABATO N48/269
ANNO ACCADEMICO 2012 - 2013
PREMESSA
La
sovralimentazione
è
una
tecnica
diffusa
in
molti
settori
dell’Ingegneria meccanica (Navale, Aeronautica, Automobilistica),
trova ampio sviluppo perché ha come obiettivo quello di ottenere
vantaggi energetici e quindi di costo.
La sovralimentazione è molto complessa e riguarda intrecci di
fenomeni talmente numerosi che farne un’analisi teorica risulta
molto difficile. Per progettare un motore sovralimentato si utilizza
allora un’analisi di tipo empirico-sperimentale. Nella presente
relazione, in ipotesi ideali, si cerca di ragionare soprattutto sulla
rappresentazione
della
sovralimentazione,
per
poi
cercare
di
avvicinarci per quanto possibile al comportamento reale.
Dal ciclo ideale, attraverso il ciclo limite fino ad arrivare al ciclo
reale,
si
discutono
le
relazioni
che
intercorrono
tra
la
rappresentazione classica dei cicli e la rappresentazione di cicli
relativi a motori sovralimentati. Il modo classico di spiegare i
concetti, riguardanti la sovralimentazione e i criteri relativi all’
energia recuperabile, ha creato delle incongruenze tra i principi
teorici propri della fisica tecnica ed la rappresentazione dei cicli
riguardanti motori sovralimentati. Nella presente relazione vengono
messe in evidenza e si cercano di chiarire queste contraddizioni,
cercando
nel
contempo
di
dare
senso
fisico
rappresentano le aree descritte dai questi diagrammi.
a
quello
che
INDICE
CAPITOLO 1 - INTRODUZIONE ………………………….……. pag. 7
1.1 Il senso della sovralimentazione ……………………………………… pag.7
1.2 Il problema della rappresentazione ………………………………. pag. 10
1.3 Sviluppi nel motore per accensione comandata …………… pag. 17
CAPITOLO
2
-
RAPPRESENTAZIONE
MOTORI
SOVRALIMENTATI
AD
CICLO
IDEALE
ACCENSIONE
DI
PER
COMPRESSIONE ………………………………………………….. pag. 20
2.1 Sistema ideale di turbo-sovralimentazione ad impulsi (in
riferimento alla rappresentazione) …………………………………….... pag. 22
2.2 Sistema ideale di turbo-sovralimentazione a pressione costante
(in riferimento alla rappresentazione)…………………………………… pag. 23
2.3 Rappresentazione energia richiesta dal compressore in relazione
all’ energia fornita dalla turbina in un motore 4T sovralimentato con
sistema a pressione costante
……………………………………………… pag. 26
2.3.1 Lavoro netto richiesto dal compressore …....……….pag. 27
2.3.2 Lavoro netto fornito dalla turbina ……………………… pag. 31
2.3.3 Il guadagno del lavoro utile sull’albero motore …..pag. 31
2.3.4 Conclusioni.………………………………………………………….. pag. 33
2.4 Rappresentazione energia richiesta dal compressore in relazione
all’ energia fornita dalla turbina in un motore 2T sovralimentato con
sistema a pressione costante ………………………………………………. pag. 33
2.4.1 I lavori netti di espansione e compressione nel 2T .. pag. 34
2.4.2 Il pistone fluido perfetto…………………………………………… pag. 36
2.4.3 Conclusioni………………………………………………………………... pag.37
2.5
Possibili rappresentazioni alternative…………………………. pag. 42
CAPITOLO 3 - IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA
SOVRALIMENTAZIONE …………………………………………………….. pag. 45
3.1 Dal ciclo ideale al ciclo limite………………………………………….. pag. 45
3.2 Dal ciclo limite al ciclo reale…………………………………………… pag. 50
3.3 Il ciclo reale nei motori sovralimentati…………………………… pag. 52
3.4 Turbo sovralimentazione schemi reali……………………………. pag. 55
APPENDICE
- Appendice A ………………………………………………………………………… pag. 58
- Appendice B ………………………………………………………………………… pag. 63
CAPITOLO 1
INTRODUZIONE
L’ obiettivo, da perseguire per coloro che pensano di progettare un
impianto motore, è quello di ottenere rapporti peso / potenza
quanto più bassi possibile. Per ottenere miglioramenti in tal senso,
si è pensato di precomprimere l’aria prima di inserirla nel cilindro di
lavoro. Tale tecnica prende il nome di SOVRALIMENTAZIONE.
1.1 IL SENSO DELLA SOVRALIMENTAZIONE La sovralimentazione
consente di aumentare la potenza di un certo motore (4T oppure
2T) mantenendo invariata la cilindrata e il numero di giri, come
risulta chiaro dall’ espressione della potenza utile all’ asse:

V =cilindrata motore

n= numero di giri

ε = 1 oppure 2 (2T o 4T)

δα=densità aria

λν=coeff. riempimento

α=rapporto aria-combustibile

Hi=potere calorifico inferiore

ηg= rendimento globale del motore
7
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
Infatti l’unico parametro su cui si interviene è il coefficiente di
riempimento λν. Aumentando la massa di carica fresca in entrata al
cilindro (aumenta λν) possiamo bruciare una maggiore quantità di
combustibile,
e
quindi
ottenere
maggiore
lavoro
utile.
Per
precomprimere l’aria in ingresso al cilindro di lavoro utilizziamo un
compressore, il quale essendo una macchina operatrice necessita di
lavoro per svolgere il compito per il quale è stato pensato.
(1)
(2)
(3)
Figura 1.1.1: Tre schemi semplificati di motori sovralimentati
8
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
Dal modo in cui forniamo lavoro al compressore definiamo delle
classificazioni per quanto riguarda la sovralimentazione stessa.
In figura 1.1.1 sono mostrati tre schemi semplificati di motori con:

SOVRALIMENTAZIONE MECCANICA (1)

TURBOSOVRALIMENTAZIONE A GAS DI SCARICO (2)

SOVRALIMENTAZIONE con soluzione IBRIDA (3)
Nel primo schema (1) rileviamo l’accoppiamento albero motorecompressore, quindi è ovvio che posso precomprimere la carica
fresca (cioè azionare il compressore) sfruttando parte del lavoro
utile disponibile sull’ albero motore. Nel secondo schema (2) per
precomprimere la carica fresca sfrutto l’energia residua dei gas di
scarico, permettendo a questi una volta espulsi dal cilindro, di
completare l’espansione in una turbina. Nel terzo schema (3),
abbiamo una soluzione ibrida, dove la turbina può essere azionata
sia dai gas di scarico sia dal lavoro fornitogli dall’ albero motore.
Escludendo il terzo schema (3) che è molto difficile da realizzare,
nel corso degli anni tra le prime due soluzioni si è andata
sviluppando maggiormente la TURBO - SOVRALIMENTAZIONE
1
.
Infatti nella soluzione (1) devo sottrare lavoro utile all’ albero
motore per muovere il compressore, invece nella soluzione (2)
1
Per questo motivo l`analisi del problema si articola principalmente in
riferimento a questa tipologia di sovralimentazione.
9
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
posso azionarlo sfruttando una energia che andrebbe comunque
inevitabilmente dispersa nell’ ambiente. La turbo-sovralimentazione
a gas di scarico ha due possibili configurazioni:

TURBO- SOVRALIMENTAZIONE A PRESSIONE COSTANTE

TURBO - SOVRALIMENTAZIONE AD IMPULSI
La soluzione a pressione costante ha il vantaggio di far lavorare la
turbina con flussi non variabili nel tempo, tuttavia non è in grado di
sfruttare a pieno l’energia posseduta dai gas di scarico. La soluzione
ad impulsi, invece, ha il vantaggio di sfruttare maggiormente
l’energia posseduta dai gas, tuttavia fa lavorare la turbina in
condizioni instazionarie.
1.2 IL PROBLEMA DELLA RAPPRESENTAZIONE
Ai motori
diesel si associa il ciclo ideale Sabathé, poiché esprime bene l’effetto
dovuto al ritardo di accensione del combustibile, il quale porta a far
bruciare parte di quest’ ultimo quando il pistone è già durante la
fase di espansione. Infatti in tale ciclo parte del adduzione di calore
è a volume costante 2 - 3 (oppure 2’- 3’) e parte a pressione
costante 3 - 4 (oppure 3’ - 4’). Durante la fase di adduzione 3 - 4
avremo un equilibrio (per cui pressione costante) tra l’aumento di
pressione dovuto alla combustione e la diminuzione di pressione
dovuta all’ espansione prodotta dal movimento del pistone dal PMS
10
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
al PMI. Tuttavia il ciclo Sabathé, anche se esprime bene il
comportamento
reale
che
ha
il
combustibile
durante
il
funzionamento del motore, rimane un ciclo ideale nel senso che
macchina e fluido sono considerati perfetti. Si compone di una
compressione (1 - 2) adiabatica reversibile, un’adduzione di calore
(2 - 4) in parte a volume costante ed in parte a pressione costante,
un’espansione (4 - 5) adiabatica reversibile e infine una sottrazione
di calore (5 - 1) interamente a volume costante.
Il ciclo ideale
Sabathé mostrato in figura (1.2.1) ci fa rendere conto del guadagno
di lavoro utile in un ciclo sovralimentato rispetto ad un ciclo
aspirato. Infatti il lavoro utile, che graficamente vediamo come
l’area tratteggiata in figura, è maggiore nel motore sovralimentato
rispetto al motore aspirato. Questo perché è possibile bruciare più
combustibile insieme alla maggiore quantità di aria inserita nel
cilindro dal compressore. Si può vedere che, oltre ad avere un’area
maggiore, il ciclo sovralimentato rispetto a quello aspirato è traslato
verso l’alto, poiché questo inizia ad una pressione p1’ maggiore di
quella ambiente pa, in ragione della precompressione dell’aria e
quindi dell’energia fornita al fluido dal compressore. Anche la pmax
del ciclo è aumentata, poiché abbiamo mantenuto costante il
rapporto di compressione del ciclo. Se volessimo mantenere
invariata la pmax del ciclo per evitare di sollecitare eccessivamente la
struttura
del
motore,
potremmo
diminuire
il
rapporto
di
compressione e conservare comunque il guadagno di lavoro utile.
11
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
Figura 1.2.1: Confronto ciclo Sabathé sovralimentato con ciclo Sabathé
aspirato
Si
deduce
da
questo,
che
il
grande
vantaggio
della
sovralimentazione è quello di poter aumentare la p.m.e. del ciclo
(quindi il lavoro utile) senza dover necessariamente innalzare la
pmax del ciclo. Tenere bassa la pmax significa poter diminuire il peso
del motore, cioè non doverlo sovradimensionare per resistere alle
elevate sollecitazioni di pressione a cui è sottoposto.
Nel piano p - v, in concomitanza al ciclo Sabathé ideale, possiamo
diagrammare anche l’energia idealmente disponibile in turbina. Si
parte considerando il ciclo di un motore aspirato in figura (1.2.2),
questo ci consente di rappresentare il valore dell’energia ricavabile
dai
gas
di
scarico.
Immaginiamo,
continuando
l’espansione
12
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
adiabatica reversibile 4 – 5, di consentire al pistone di muovere fino
al valore di ascissa V6 a cui corrisponde il valore della pressione
ambiente pa. In tale ipotesi l’energia posseduta dai gas di scarico
viene rappresentata dall’ area 5 - 6 – 1.
Figura 1.2.2: L’ energia posseduta dai gas di scarico 5-6-1 in un motore
aspirato
Nel caso della sovralimentazione però il ciclo deve essere traslato
verso l’alto poiché la pressione di inizio ciclo è la pressione di
sovralimentazione p1 (fig. 1.2.3). Quindi la 5 - 6 - 1 di fig. (1.2.2)
sarà, almeno concettualmente, equivalente all`area 5 - 8 - 9 di fig.
(1.2.3). In più nel caso del ciclo sovralimentato di fig. (1.2.3) all’
area 5 – 8 - 9, aggiungiamo la 9 - 10 - 11 – 13. Quest’ area
rappresenta il lavoro compiuto dal pistone il quale, durante la sua
corsa dal PMI al PMS, conferisce all’ aria che comprime una quota di
13
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
energia - pari proprio al lavoro compiuto - che rimane in essa e che
potrà essere sfruttata. Questo lavoro può esprimersi in maniera
semplice come:
 P7 = pressione collettore scarico
 Patm=pressione atmosferica
 Vsw=volume cilindro
Fintantoché analizziamo il sistema con ipotesi ideali avremo che
queste aree rappresenteranno sia l’energia posseduta dai gas di
scarico sia il lavoro fornito dalla turbina, pertanto non farà
differenza dichiarare l’energia recuperabile dai gas di scarico come
lavoro fornito dalla turbina.
Figura 1.2.3: Rappresentazione energia limite (massima) 5-8-9 e 9-1311-10 recuperabile dai gas di scarico in una turbina
14
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
Tuttavia dato che tale energia viene recuperata in un sistema
aperto “turbina”, mentre la definizione di energia recuperabile
(pertanto la relativa rappresentazione) nel piano p - v ha origine da
un sistema chiuso “pistone-cilindro” con un’ideale espansione del
pistone fino al volume V8 (Fig. 1.2.2), nasce una contraddizione
teorica nella rappresentazione delle aree nel piano p - v. Infatti, a
rigore il lavoro della turbina dovrebbe essere rappresentato nel
piano p - v come l’area sottesa all’ espansione 5 - 6 - 8 rispetto
all`asse delle ordinate (Fig. 1.2.4). Cioè:
Figura 1.2.4: Area rappresentativa del quantitativo di lavoro recuperato in
seguito ad un’ espansione in un sistema aperto
Eppure, definita la massima energia disponibile in turbina partendo
da un ideale sistema chiuso pistone – cilindro (Fig.1.2.2), nel piano
p - v il lavoro fornito dalla turbina (ottenuto dal recupero energetico
15
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
dei gas di scarico) si presenta ancora come un’area sottesa alla
curva 5 - 6 - 8, rispetto all’ asse delle ascisse (Fig. 1.2.5). Cioè:
Figura 1.2.5: Area rappresentativa del quantitativo di lavoro recuperato in
seguito ad un’ espansione in un sistema chiuso
Pertanto bisognerà specificare un’ipotesi che ci permetta di motivare
la rappresentazione semplificata delle energie nel piano p–v (Fig.
1.2.3), in cui riferendoci ad un sistema chiuso rappresentiamo
contemporaneamente sia il lavoro utile ottenuto dal completamento
del ciclo sia il lavoro ottenuto dall’ espansione dei gas in turbina.
Quindi nel caso generico della sovralimentazione, per rendere
coerente l’intero discorso, devo sollevare un’eccezione riguardo ai
criteri rappresentativi del lavoro di un sistema aperto nel piano
p-v.
Ipotizziamo per assurdo di poter avere la valvola di aspirazione
chiusa e a valle della valvola di scarico un collettore anch’ esso
16
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
chiuso (cioè non collegato alla turbina). Tutta l’energia posseduta
dai gas e disponibile in turbina in seguito all’ espansione 5 - 6 - 8 in
questo collettore cosi pensato, sarà data dalla somma delle aree
5 - 8 - 9 e 13 - 9 - 10 – 11 (Fig. 1.2.3).
Avendo mantenuto il
concetto di sistema chiuso e assunta l’ipotesi non realistica del
collettore chiuso, si definisce il limite massimo del valore di energia
posseduta dai gas di scarico e pertanto non possiamo prendere in
considerazione
altre
aree
nel
diagramma
le
quali
rappresenterebbero valori di energia che i gas in realtà non
possiedono.
In definitiva, pur consapevoli del grado di approssimazione assunto,
al fine di rendere semplice la rappresentazione del fenomeno (Fig.
1.2.3) si accetta l’ipotesi sopra esposta e di conseguenza il limite
massimo che questa stessa ipotesi impone al valore di energia
recuperabile dai gas.
1.3 SVILUPPI NEL MOTORE PER ACCENSIONE COMANDATA
Nel corso degli anni la tecnica della sovralimentazione si è molto
sviluppata nell’ambito dei motori ad accensione per compressione,
ma non si è potuta sviluppare a pieno nei motori ad accensione
comandata per via di problematiche legate alla detonazione del
combustibile. Tuttavia, la sovralimentazione negli ultimi anni si sta
sviluppando anche nei motori ad accensione comandata. Questo,
17
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
come specificato in precedenza, al fine di ottenere vantaggi in
termini di rapporto peso / potenza.
Il
problema
della
detonazione
e
quindi
il
problema
della
sovralimentazione nei motori a benzina è stato superato grazie allo
sviluppo dei motori ad iniezione diretta GDI (gasoline direct
injection).
Grazie
all’
iniezione
diretta,
la
benzina
iniettata
direttamente nel cilindro di lavoro vaporizza sottraendo calore alla
carica fresca. Questa soluzione, abbassando la temperatura nel
cilindro, oltre ad aumentare la densità dell’aria (quindi il valore del
coefficiente
di
riempimento
λν),
allontana
il
pericolo
della
detonazione.
Allora,
nei
motori
con
tecnologia
GDI,
la
benzina
iniettata
direttamente nel cilindro raffredda la carica fresca e allontana il
pericolo della detonazione consentendo di sovralimentare il motore
(oppure aumentarne il rapporto di compressione).
Un’ altro vantaggio del motore a benzina con iniezione diretta è
quello di avere durante i transitori minori valori del consumo
specifico e delle emissioni di monossido di carbonio CO. Nel motore
ad iniezione indiretta, infatti, per mantenere una certa regolarità di
funzionamento durante le variazioni di carico, si deve arricchire la
miscela di aria e combustibile perché parte della benzina condensa
sulle pareti del collettore di aspirazione. Infatti la quantità di
benzina iniettata non è uguale a quella che entra nel cilindro. Nel
18
INTRODUZIONE | CAPITOLO 1
motore ad iniezione diretta invece, il fatto di avere l’iniettore
direttamente affacciato nella camera di combustione permette di
evitare questo inconveniente ed evita la necessità di arricchire la
miscela con più combustibile, con conseguente diminuzione del
consumo e dell’emissione di inquinanti.
Anche la possibilità di poter stratificare la carica nel motore ad
iniezione diretta, cioè creare diversi strati a diverse concentrazione
di combustibile nel cilindro, contribuisce a ridurre il consumo
specifico di combustibile e l’emissione di CO2. La stratificazione
consiste nel rendere la miscela ricca (elevata accendibilità) in
prossimità
della
candela
e
leggermente
povera
nelle
zone
periferiche della camera di combustione in modo da favorire la
propagazione del fronte di fiamma.
A conferma di quanto detto, ad esempio, possiamo menzionare in
campo navale i motori fuoribordo, i quali si stanno diffondendo
proprio con tecnologia ad iniezione diretta, per ottimizzare i
consumi e ridurre le emissioni. Infatti la nuova serie MERCURY
OPTIMAX, categoria nota proprio per i bassi consumi e per le esigue
emissioni, dispone di motori con tecnologia 2 tempi ad iniezione
diretta.
19
CAPITOLO 2
RAPPRESENTAZIONE
CICLO
IDEALE
DI
SOVRALIMENTATI
AD
ACCENSIONE
MOTORI
PER
COMPRESSIONE
Figura 2.0.1: Rappresentazione energia limite (massima) 5-8-9 e 9-1311-10 recuperabile dai gas di scarico in una turbina
Considerando
il
ciclo
ideale
Sabathé,
arrivati
al
punto
5
immaginiamo di poter completare l’espansione adiabatica reversibile
fino al punto
8. Anche
se il lavoro ottenuto consegue da
un’espansione che avviene in turbina (quindi un sistema aperto), in
base all’ ipotesi esposta nel paragrafo 1.2, dobbiamo considerare le
20
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
aree
sottese
alle
curve
rispetto
all’
asse
delle
ascisse,
contrariamente a quelli che sono i criteri teorici di rappresentazione
nel piano p - V.
In base a ciò, il massimo lavoro ottenibile dall’ espansione 5 - 6 - 8
che
(in
condizioni
ideali)
descrive
un’espansione
adiabatica
reversibile dal valore di pressione 5 al valore di pressione 8
(pressione atmosferica), è rappresentato dall’ area 5 - 8 - 9. A
questa aggiungiamo la parte di lavoro fornito dal pistone quando
muove dal PMI al PMS, ovvero l’area 13 - 9 - 10 - 11. Nello specifico
il pistone, quando muove dal PMI al PMS, ha sulla testa un valore di
pressione superiore al valore di pressione che regna nel carter,
pertanto compie un lavoro positivo nei confronti dei gas di scarico
che conseguentemente avranno una maggiore energia da rendere
alla turbina. La 5 - 8 - 9 e la 13 - 9 - 10 – 11, anche se
rappresentate nello stesso piano, sono concettualmente due aree da
considerarsi distinte e derivanti da due processi di natura diversa.
A questo punto, le considerazioni sulle aree rappresentanti le
energie recuperabili in turbina devono essere modificate in base al
sistema scelto per sfruttare i gas di scarico, cioè ad impulsi o a
pressione costante. L’ unico parametro che caratterizza e differenzia
il funzionamento di questi due sistemi è la dimensione del collettore
di scarico.
21
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
2.1 SISTEMA IDEALE DI TURBO-SOVRALIMENTAZIONE AD
IMPULSI (IN RIFERIMENTO ALLA RAPPRESENTAZIONE) In
questo schema supponiamo di poter idealmente collegare la turbina
direttamente alla zona della valvola di scarico del cilindro in modo
da non avere perdite e in modo da permettere ai gas di espandere
isoentropicamente lungo la 5 - 6 - 8. Inoltre, sempre idealmente
consideriamo che la pressione nel collettore di scarico (che è
sufficientemente piccolo) scenda immediatamente al valore pa.
Figura 2.1.1: Rappresentazione energia disponibile in turbina in un
sistema ad impulsi ideale
In un sistema ad impulsi ideale sfruttiamo la sola energia 5 - 8 - 9
(fig. 2.1.1), mentre l’area 13 - 9 - 10 – 11 (Fig. 2.0.1) in questo
22
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
caso non viene presa in considerazione perché non avendo
contropressioni allo scarico il pistone, muove dal PMI al PMS senza
valori di pressione significativi in testa, per questo motivo non è in
grado di aumentare ulteriormente l’energia posseduta dai gas di
scarico.
2.2 SISTEMA IDEALE DI TURBO-SOVRALIMENTAZIONE A
PRESSIONE
COSTANTE2
(IN
RIFERIMENTO
RAPPRESENTAZIONE) In questo schema ideale
3
ALLA
supponiamo di
avere subito dopo la valvola di scarico una camera dotata di un
volume abbastanza grande capace di smorzare le onde di pressione
dei gas di scarico e di un restringimento all’ ingresso della turbina in
grado di mantenere costante la pressione nel collettore di scarico al
valore p7. Tutto il lavoro 5 - 8 - 9 serve a incrementare la pressione
nel collettore di scarico fino al valore p7. Allora tutto il lavoro 7 - 8 9 – 13 (Fig. 2.2.1) può essere interpretato come un recupero
2
La soluzione a pressione costante è, soprattutto in campo navale, il caso di
maggior interesse proprio perché è adatta a motori che non richiedono rapide
variazioni di carico, contrariamente alla soluzione ad impulsi che risulta adatta per
motori destinati ad applicazioni stradali.
3
Il comportamento che assume un sistema a pressione costante durante il
funzionamento reale è molto vicino al comportamento teorico, quindi l’analisi del
rispettivo schema ideale risulta molto più utile dello studio del sistema ad impulsi
ideale.
23
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
dell’energia rappresentata dall’ area 5 – 8 – 9. A quest’ ultima
sommiamo l’area 13 - 9 - 10 - 11, la quale mantiene il significato di
lavoro fornito dal pistone ai gas di scarico. Infatti in questo caso,
contrariamente
al
sistema
ad
impulsi
ideale,
ho
una
certa
contropressione allo scarico, dato che nel collettore di scarico
(sufficientemente grande) la pressione non scende immediatamente
al valore ambiente pa, ma mantiene un valore costante p7.
Figura 2.2.1: Rappresentazione energia disponibile in turbina in un
sistema a pressione costante 7-8-10-11 (non tenendo conto del parziale
recupero 5-7-13)
Anche la quota di energia 5 - 7 - 13 (che non può essere recuperata
dal sistema in quanto il gas è soggetto a laminazione tra le pressioni
p5 e p7, fase in cui non può avvenire alcuna cessione di lavoro in
24
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
quanto non esistono dispositivi in cui possa avvenire lo scambio)
finisce per contribuire, seppur parzialmente, al ciclo aumentando la
temperatura nel collettore di scarico e spostando il punto 7 verso la
destra del diagramma p - V fino al valore 7’. Per questo motivo
l’area 7 - 8 - 9 - 13 aumenta di una quantità 7 - 7’ - 8’ - 8 (fig.
2.2.2).
In questa circostanza (caso ideale) visto che, sono nulli gli scambi di
calore dal collettore verso l’ambiente, tutto il calore prodotto in
seguito alla laminazione dei gas durante l’espansione 5 - 7
contribuisce ad incrementare la temperatura nel collettore di scarico
e quindi l’area 7 - 7’ – 8 - 8’.
Figura 2.2.2: Rappresentazione energia disponibile in turbina in un
sistema a pressione costante 7’-8’-10-11(tenendo conto del parziale
recupero dell’area 5-7-13)
25
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
Da notare che mentre nel caso del ciclo i tempi ridottissimi in cui
devono avvenire le fasi giustificano l’ipotesi di assenza di scambi
termici, nel sistema a pressione costante, la presenza di una
capacità grande con superfici estese con gas a temperatura elevata
al suo interno rende meno possibile l’assenza di scambio di calore.
Valutare l’espansione 5 – 7 (che avviene nel collettore) come
adiabatica risulta essere un’ipotesi molto più forte e restrittiva che
ritenere adiabatiche le espansioni 4 - 5 e 7’ - 8’, le quali avvengono
in tempi brevissimi (millesimi di secondo) -per ogni ciclo del
motore- la prima nel cilindro e la seconda in turbina.
In definitiva, in un sistema ad pressione costante, l’ energia
disponibile alla turbina è rappresentata dalla somma dell’ area 7’ 8’ - 13 - 9 ( come recupero dell’ area
5 - 8 - 9 ) e dell’ area 13 - 9
- 10 - 11 ( come energia fornita dal pistone ) .
2.3
RAPPRESENTAZIONE
COMPRESSORE
IN
ENERGIA
RELAZIONE
ALL`
RICHIESTA
ENERGIA
DAL
FORNITA
DALLA TURBINA IN UN MOTORE 4T SOVRALIMENTATO CON
SISTEMA A PRESSIONE COSTANTE
Definite le aree e i valori
dell’energia disponibili in turbina, quest’ ultima deve fornire un certo
lavoro al compressore. Il compressore necessita di un lavoro sia per
26
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
comprimere l’aria dal valore di pressione ambiente pa al valore di
pressione di sovralimentazione p1 sia per inserirla nel cilindro di
lavoro.
2.3.1 LAVORO NETTO RICHIESTO DAL COMPRESSORE Il lavoro
richiesto dal compressore per comprimere una certa quantità d’ aria
viene rappresentato dall’ area 12-10-14’. Il compressore preleva
dall’ ambiente un certo volume d’ aria con valore di ascissa 14’,
ovviamente a pa, e lo comprime fino al valore della pressione di
sovralimentazione p1=p12 a cui corrisponde il volume
12 ( Vcl ≡
volume camera di combustione).
Rimanendo nell’alveo di trasformazioni e cicli ideali, possiamo
immaginare che anche la compressione dell’aria nel compressore
della
turbosoffiante
sia
rappresentabile
da
un’adiabatica
internamente reversibile (isoentropica) relativa alla temperatura
ambiente ossia quella cui il compressore preleva l’aria. In figura
2.3.1.1 la trasformazione può essere rappresentata dalla curva 14’
– 12 – 10 che appartiene alla famiglia delle isoentropiche ed è
relativa alla temperatura ambiente.
L’aria così compressa (e teoricamente mantenuta alla temperatura
iniziale) viene introdotta nel cilindro dove si riscalda rapidamente
per effetto della temperatura della camicia. Nel momento in cui
inizia l’ingresso dell’aria nel cilindro, l’aria si trova nelle condizioni
27
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
descrivibili dal punto 1 in quanto la quantità di aria che è stata
compressa, dovendo interamente essere ammessa nel cilindro,
assumerà il medesimo volume.
Figura 2.3.1.1: Rappresentazione lavoro necessario al compressore per
comprimere un volume di aria V14’ da pa a p12
Nel piano p, V (con quest’ultima variabile, com’è noto, riportata in
termini estensivi per evidenziare i valori veri del volume intero del
cilindro Vsw e di quello della camera di combustione Vcl) è pertanto
lecito traslare la curva 14’ – 12 in modo da far combaciare il punto
12 con il punto 1 che rappresenta (in termini estensivi) il volume
reale dell’aria in ingresso nel motore.
28
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
In tal modo, vedasi fig. 2.3.1.2, resta individuato il valore del lavoro
necessario per realizzare la compressione dell’aria come somma
delle aree 14 – 1 – 9 ( area 14’ – 12 – 10 in fig. 2.3.1.1 che
rappresenta il lavoro impiegato dal compressore per svolgere la
trasformazione) e 1 – 9 – 10 – 12 che rappresenta il lavoro di
pulsione ossia quello compiuto dal compressore per elevare la
pressione dell’aria nel cilindro al livello p1.
Va osservato che la diversa inclinazione locale delle curve 14–1 e
1–2 dipende dal fatto che, pur essendo entrambe isoentropiche,
sono
relative
a
due
temperature
differenti:
la
prima
è
sostanzialmente (teoricamente) percorsa a temperatura ambiente,
la seconda alla temperatura del cilindro ad inizio aspirazione.
Figura 2.3.1.2: Rappresentazione lavoro necessario al compressore per
comprimere la carica fresca da pa a p1(passando dal volume V14 al V1) e
spingerla nel cilindro
29
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
L’ area 12-1-10-9 non è però tutto il lavoro di pulsione richiesto dal
compressore. Infatti l’area 13-9-10-11, specificata in precedenza
come energia (recuperabile in turbina) che il pistone –durante la
corsa dal PMS al PMI– fornisce al fluido che comprime, sarà
interpretabile come un recupero del lavoro di pulsione che il
compressore spende per spingere la carica fresca nel cilindro.
Pertanto il lavoro netto di compressione è dato dalla somma delle
due sole aree 14-1-9 e 13-1-12-11.
Figura 2.3.1.3: Rappresentazione lavoro recuperato in turbina grazie all’
azione del pistone 9-13-11-10 sovrapposto al lavoro totale richiesto dal
compressore 14-1-12-10
30
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
Figura 2.3.1.4: Rappresentazione lavoro netto richiesto dal compressore
14-1-12-11-13-9
2.3.2 LAVORO NETTO FORNITO DALLA TURBINA In base a ciò
che abbiamo dichiarato nel precedente paragrafo, se consideriamo il
lavoro 13-9-10-11 come un recupero del lavoro di pulsione richiesto
dal compressore per spingere la carica fresca nel cilindro, quest’
area dovrà essere esclusa nel caso in cui rappresentiamo il lavoro
fornito dalla turbina. Pertanto il lavoro netto fornito dovrà essere
dato dalla sola area 7’-8’-9-13.
31
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
Figura 2.3.2.1: Rappresentazione lavoro netto fornito dalla turbina
7’-8’-9-13
2.3.3 IL GUADAGNO DEL LAVORO UTILE SULL’ ALBERO
MOTORE Consideriamo i processi di aspirazione e scarico del
motore 4 tempi (come sempre con pscarico < psovralimentazione). Durante
il processo di aspirazione della carica fresca, quando il pistone
muove dal PMS al PMI, la pressione in testa al pistone (p7) supera il
valore della pressione ambiente4 (pa) nel Carter e la carica fresca
fornisce energia al sistema, a vantaggio del lavoro utile disponibile
all’ albero motore. Nella fase di scarico, il pistone ha ancora un
valore di pressione in testa superiore al valore di pressione che
4
In realtà dovremmo considerare la pressione della tensione di vapore dell’olio
che c’ è nel carter, tuttavia è poco rilevante ai fini del concetto che stiamo
esponendo per cui consideriamo presente nel carter la pressione ambiente.
32
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
regna nel carter, tuttavia muove dal PMI al PMS cedendo energia ai
gas di scarico a discapito del lavoro utile disponibile all’ albero
motore. Quindi durante i processi di aspirazione e scarico, essendo
il lavoro fatto dalla carica fresca sul pistone superiore al lavoro fatto
dal pistone sui gas di scarico, avremo un guadagno netto del lavoro
utile disponibile all’ albero motore, rappresentato dall’ area 13 - 1 12 - 11 (fatto tutto alle spese del compressore).
Figura 2.3.3.1: Rappresentazione del guadagno di lavoro utile sull’ albero
motore 13-1-12-11
2.3.4 CONCLUSIONI In definitiva ecco che grazie a questa
discussione, cioè relazionando il lavoro fornito dalla turbina al lavoro
richiesto dal compressore, possiamo spiegare chiaramente quali
sono i vantaggi della turbo-sovralimentazione. La turbina fornisce
un lavoro netto pari a 7’ – 8’ – 9 – 13 (che nel caso reale dovrà
33
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
essere moltiplicato per il rendimento della turbina) al compressore
grazie ad un’energia che comunque in un motore aspirato andrebbe
perduta insieme ai gas di scarico. Mentre il compressore per
funzionare richiede solo un lavoro netto pari all’ area 14 - 1 - 12 11 - 13 - 9 (che nel caso reale dovrà essere moltiplicato per il
rendimento
della
turbina),
tra
cui
per
altro
come
detto
in
precedenza l’aliquota 13 - 1 – 12 - 11 contribuisce ad incrementare
il lavoro utile disponibile all’ albero motore (parte di quest’ area nel
caso reale rappresenta il lavoro di pompaggio che nel ciclo
sovralimentato è positivo).
2.4
RAPPRESENTAZIONE
COMPRESSORE
IN
ENERGIA
RELAZIONE
ALL’
RICHIESTA
ENERGIA
DAL
FORNITA
DALLA TURBINA IN UN MOTORE 2T SOVRALIMENTATO CON
SISTEMA A PRESSIONE COSTANTE
Per completezza consideriamo anche il ciclo di un motore 2 tempi
sovralimentato con sistema a pressione costante.
2.4.1 I LAVORI NETTI DI ESPANSIONE E COMPRESSIONE
NEL 2T Nel motore 2 tempi le fasi di scarico e aspirazione cambiano
rispetto al motore 4 tempi, tuttavia i discorsi riguardanti l’energia
34
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
disponibile in turbina e il lavoro richiesto dal compressore sono
analoghi a quelli del motore 4 tempi. Cerchiamo di capire perché le
cose non cambiano, portando avanti in maniera diversa il discorso.
Figura 2.4.1.1: Rappresentazione, in un motore 2T, dell’energia richiesta
dal compressore e dell’energia fornita dalla turbina (considerando un
“pistone fluido perfetto”)
Consideriamo il diagramma di un motore 2 tempi sovralimentato
(Fig. 2.4.1.1), con sistema di lavaggio assiale (valvola di scarico in
testa). Dal punto 5 (momento di apertura valvola di scarico in testa)
35
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
in poi, dato il fatto che siamo sempre in condizioni ideali, la fase di
decompressione dei gas di scarico nel collettore deve ancora seguire
la legge di espansione iperbolica. Anche se in figura 2.4.1.1 viene
rappresentato l’andamento reale 5 - 1 (brusca caduta di pressione
in seguito all’ apertura delle luci di lavaggio), l’espansione dal punto
di vista ideale deve seguire ancora una legge adiabatica reversibile
descritta dalla curva 5 - 8 (linea tratteggiata).
In questo caso il punto fondamentale del discorso è considerare che
nel 2 tempi il lavoro di pulsione fatto dal pistone quando questo sale
dal PMI al PMS non può aversi. Infatti le fasi di scarico e di lavaggio
si svolgono entrambe nell’ intorno del PMI, dunque quando il
pistone muove in maniera significativa dal PMI al PMS la valvola di
scarico è già chiusa e non può incrementare ulteriormente l’energia
dei gas di scarico. Tuttavia le aree sul diagramma non variano
rispetto al ciclo 4 tempi perché parte del lavoro di pulsione richiesto
dal compressore per spingere la carica fresca nel cilindro viene
recuperato in turbina, grazie al lavoro fatto dal “pistone fluido
perfetto” a vantaggio dei gas di scarico che entrano nel collettore.
Pertanto parte della spesa richiesta dal compressore per spingere la
carica fresca nel cilindro, viene contemporaneamente recuperata in
turbina grazie all’ azione di questo pistone, formato dalla carica
fresca stessa, che spinge nel collettore di scarico -contro una
pressione con valore pscarico- i gas (Fig.2.4.1.1).
36
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
2.4.2 IL PISTONE FLUIDO PERFETTO Valutare, sempre in
condizioni
ideali,
il
“pistone
fluido”
come
“perfetto”
significa
considerare che, la carica fresca neanche in minima parte si
mescola con i gas combusti, pertanto il fronte 1’-1 (Fig.2.4.2.1)
sarà ben definito e immediatamente prima di questo avremo
esclusivamente carica fresca, immediatamente dopo unicamente
gas combusti. Ovviamente siffatto è uno schema estremamente
idealizzato, sarà impossibile in qualsiasi caso avere un fronte 1’-1
così netto.
Figura 2.4.2.1: Rappresentazione schematica del “pistone fluido perfetto”
2.4.3 CONCLUSIONI In base a questa considerazione risulta
chiaro perché i lavori netti di espansione e compressione non
variano sia che consideriamo un ciclo 4 tempi sia che consideriamo
un ciclo 2 tempi. Infatti (sempre per un sistema a pressione
costante) in figura (2.4.1.1), l’area 7’ - 8’ - E - D rappresenta
37
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
l’energia recuperabile in turbina, mentre l’area A - B - C - D
rappresenta l’energia richiesta dal compressore. Di quest’ ultima
area la parte F - L - D - C rappresenta il lavoro di pulsione
necessario al compressore per inserire la carica fresca nel cilindro e
quindi effettuare il lavaggio, mentre l’area I - L – D - E rappresenta
quella parte di lavoro di pulsione recuperato (in turbina) attraverso i
gas di scarico, ad opera del “pistone fluido perfetto” formato dalla
carica fresca. Di conseguenza in maniera analoga al 4T, i lavori netti
di espansione e compressione saranno, rispettivamente, 7 - 8’ - I L e A-B-C-E-I–L.
2.5
CONSEGUENZE
DELL’
OVERLAPPING
SULLA
RAPPRESENTAZIONE DEL CICLO SOVRALIMENTATO
2.5.1 NEL MOTORE 4 TEMPI Le aree descritte, rappresentanti i
lavori di pulsione, nel motore 4 tempi devono essere aumentate e
non devono arrestarsi al valore di ascissa Vcl . Se consideriamo il
periodo di incrocio delle valvole, avremo un aumento dei lavori
9 - 1 - 12 - 10 e 9 - 13 - 11 - 10, rispettivamente di una quantità
11 - 12 - 15 – 16 e 10 - 11 – 16 - 17 (tali aree aumentano all’
aumentare del tempo di incrocio delle valvole). Questo conseguente
38
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
ad un aumento del volume disponibile alla carica entrante. Infatti
nel momento di apertura della valvola di aspirazione (pistone nell’
intorno del PMS) i gas residui che si trovano nel volume Vcl,
vengono compressi al valore della pressione di sovralimentazione e
occupano un volume minore di Vcl (camera di combustione). In più
nel motore 4T, gli ampi tempi di incrocio valvole
-almeno
teoricamente- permettono un completo lavaggio del cilindro e
rendono disponibile alla carica fresca, in aggiunta a tutto il volume
VTOT=Vcl+VSW , anche parte del volume del collettore. Allora il tempo
di incrocio di apertura delle valvole, rende disponibile alla carica
fresca un maggior volume (virtuale) rappresentabile nel grafico in
fig. 2.5.1.1 dai valori di ascissa negativi.
Fig.2.5.1.1: Rappresentazione, tenendo conto dell’overlapping, del lavoro
recuperato in turbina grazie all’ azione del pistone (9-13-16-17)
sovrapposto al lavoro totale richiesto dal compressore (14-1-15-17)
39
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
L’ aumento dell’area 9-1-12-10 è giustificabile con il fatto che il
compressore, durante i tempi di incrocio delle valvole, spende un
lavoro di pulsione sia per quella parte di carica fresca che entra nel
volume VTOT=Vcl+VSW , sia per quella parte che sfugge attraverso la
valvola di scarico nel collettore (le dimensioni delle aree, che si
estendono per valori di ascissa negativa, aumentano all’aumentare
del tempo di incrocio delle valvole). L’ estendersi dell’area 9-13-1110 per valori di ascissa negativa (quindi una maggiore energia
fornita dal pistone a discapito del lavoro utile disponibile sull’ albero
motore) è intuitivamente conseguente all’ aumento dell’area 9-112-10 sopra esposto. Infatti, se aumenta l’aria mandata dal
compressore, deve aumentare anche la quantità di energia che il
pistone fornisce ai gas di scarico entranti nel collettore.
2.5.2 NEL MOTORE 2 TEMPI Nel motore 2 tempi con lavaggio
assiale l’overlapping non è previsto. Pertanto quanto detto riguardo
l’incrocio delle valvole e ciò che ne consegue in termini di aumento
di
volume
“virtuale”
disponibile
alla
carica
fresca,
interessa
esclusivamente il motore 4 tempi. Nel motore 2 tempi con valvola di
scarico in testa (importante specificare questo perché il discorso
cambia a seconda della scelta del tipo di lavaggio) le aree
rappresentanti i lavori di pulsione non si estendono oltre l’asse delle
ordinate come si vede nel ciclo del motore 4 tempi di fig. 2.5.1.1, di
40
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
conseguenza la carica fresca avrà a diposizione esclusivamente il
volume del cilindro (cilindrata). La chiusura della valvola di scarico in
testa avviene in concomitanza (o poco dopo) la chiusura delle luci di
lavaggio. Questo implica che nel momento in cui la carica fresca
arriva nella zona della valvola di scarico (fronte 1’-1 Fig. 2.5.2.2),
trovando quest’ ultima già chiusa, non può sfuggire nel collettore.
In definitiva, in un motore 2 tempi con sistema di lavaggio assiale
(considerando il “pistone fluido perfetto”), non avendo di fatto
overlapping, non si ha un aumento del volume “virtuale” disponibile
alla carica entrante.
Figura 2.5.2.2: Assenza di overlapping nel motore 2 tempi
Ovviamente come detto in precedenza, in considerazione del fatto
che il “pistone fluido perfetto” è una forte idealizzazione il fronte
41
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
1’-1 non sarà mai nella realtà così netto, per cui anche se non è
previsto overlapping una parte della carica fresca in realtà sfugge
sempre attraverso la valvola insieme ai gas combusti. Dunque per
tener conto di questo, sarà ragionevole già in sede ideale -anche nel
caso del 2T- estendere di una certa quantità ( E-C-M-N e D-E-N-P )
le aree ( I-F-C-E e L-I-E-D ) definite in precedenza con l’ ipotesi di
“pistone fluido perfetto” .
Figura 2.5.2.3: Rappresentazione dell’aumento delle aree I-F-C-E ed L-IE-D rispettivamente di una quantità E-C-M-N e D-E-N-P (tenendo conto
che di fatto il “pistone fluido perfetto” è un concetto in ogni caso
irrealizzabile, una parte di carica fresca sfugge sempre insieme ai
combusti)
42
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
2.6 POSSIBILI RAPPRESENTAZIONI ALTERNATIVE Tenendo
presente che nel piano p-V il lavoro viene rappresentato da aree,
mentre nel piano T-s da segmenti di rette (fig. 2.6.1) possiamo
diagrammare,
anche
in
questo
piano,
il
sovralimentato
( 1 - 3 - 4 - 5 di figura 2.6.2 ) .
ciclo
Sabathé
per Q=0
Figura 2.6.1: Il lavoro nel piano T-s
In un sistema ad impulsi il salto entalpico che ci interessa sarà
rappresentato dal segmento 5 - 8, mentre in un sistema a pressione
costante si avrà
prima una trasformazione isoentalpica 5 - 7’ nel
collettore di scarico ed in seguito in turbina l’ espansione 7’ - 8’.
Però a rigore l’ eccezione sollevata in precedenza (paragrafo 1.2),
per la rappresentazione del lavoro sul piano p - V nel caso della
sovralimentazione, si deve estendere al caso in questione, in cui
rappresentiamo i lavori recuperabili nel piano T - s .
43
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
Figura 2.6.2: Rappresentazione del ciclo Sabathè nel piano T-s (1-3-4-5) e
del lavoro fornito dalla turbina in un sistema a pressione costante (7’-8)
ed a impulsi (5-8)
Di conseguenza i segmenti 5 - 8 e 7’ - 8’ tracciati tra due isobare
dovranno essere ridotti. Nel caso del segmento 5 - 8, cioè del
sistema ad impulsi, dobbiamo sotrarre quella parte di segmento che
equivale nel piano p-V all’ area
5 - 9 - 5’ - 9’ di fig.( 2.6.3 ) . Nel
caso del sistema a pressione costante possiamo rimanerlo invariato
a patto di interpretare l’ area 13 - 9 - 10 - 11 di fig. 2.2.2 non come
aggiunta all’ area 7’ - 8’ - 13 - 9 ( da come si deduce dai discorsi
fatti in precedenza), bensì come un semplice prolungamento dell’
area sottesa alla curva 7’ - 8 rispetto all’ asse delle ordinate.
44
RAPPRESENTAZIONE CICLO IDEALE DI MOTORI SOVRALIMENTATI | CAPITOLO 2
AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE
Figura 2.6.3: Area equivalente nel piano p-V 5-9-5’-9’ da sottrarre al
segmento 5-8 del piano T-s
45
CAPITOLO 3
IL
CICLO
REALE
IN
RIFERIMENTO
ALLA
SOVRALIMENTAZIONE
3.1 DAL CICLO IDEALE AL CICLO LIMITE
Il ciclo Sabathé è un
ciclo ideale, nel senso che diagrammando le adiabatiche reversibili
consideriamo sia il fluido che la macchina ideali.
Per ragionare su un ciclo limite invece devo continuare a valutare la
macchina ideale, tuttavia considerare il fluido reale. Questo significa
considerare che i calori specifici e più in generale le proprietà
compositive del fluido variano durante il ciclo.
Posso fare questo discorso, poiché almeno concettualmente, una
macchina perfetta la posso pensare e realizzare, mentre un fluido
perfetto è irrealizzabile.
Dunque visto che istante per istante durante il ciclo limite le
proprietà del fluido cambiano, sarà molto difficile calcolare e
diagrammare un ciclo limite così pensato. Dovrei infatti tener conto
di numerosi e complessi fenomeni che il fluido evolvendo genera
(vedremo però che sotto appropriate ipotesi sarà possibile farlo).
Naturalmente avremo che il rendimento di un ciclo limite, non potrà
che essere inferiore al rendimento del corrispondente ciclo ideale:
ηlimite < ηideale
46
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Quindi il divario che c’è tra questi due rendimenti, si riconduce al
fatto che il fluido durante il ciclo non ha un comportamento ideale
(variano calori specifici, densità ecc.…).
Prendiamo ad esempio un motore che funziona seguendo un
qualsiasi ciclo ideale e calcoliamoci facilmente il rendimento ideale.
Poi di questo stesso motore calcoliamoci empiricamente (ciclo
indicato)
il
rendimento
reale.
Ora
quanto
più
cerchiamo
di
avvicinare il valore del rendimento reale a quello del rendimento
ideale perfezionando sempre più la macchina, ci accorgiamo che
arrivati ad un certo punto non possiamo proseguire e non riusciamo
ad eguagliare il valore del rendimento ideale. Quindi è come se
avessimo costruito la macchina perfetta però ci fossimo bloccati ad
un determinato valore (che sarà poi il valore del rendimento limite),
imposto da tutti quei fenomeni che definiscono il comportamento
reale del fluido. Allora il valore così ottenuto, partendo dal
rendimento reale, si può definire come il rendimento limite.
ηreale
ηlimite
ηideale
Considerando allora un fluido reale che evolve in una macchina
perfetta,
valutiamo
in
sede
limite,
quali
sono
i
vari
punti
fondamentali da analizzare.
47
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Anche se il fluido è da considerare reale
viscosità
(μ=0)
semplifichiamo
il
5
, ipotizzando nulla la
problema
permettendo
alle
compressioni ed alle espansioni di rimanere adiabatiche reversibili 6.
Dovremo tener conto solo del fatto che i calori specifici cp e cv
variano in funzione della temperatura e della pressione.
Considerando poi trascurabile la dipendenza dei calori specifici dalla
pressione, possiamo considerare valide le formule di LANGEN.
Queste espressioni lineari, sono molto semplici e mi danno un’idea
dell’andamento
dei
calori
specifici
in
funzione
della
sola
temperatura.

Cp = a + b*T

Cv = a’ + b*T
Figura 3.1.1: Coefficienti originali per le formule lineari di LANGEN
5
Per un calcolo del ciclo limite possiamo usare la legge dei gas perfetti (pV=RT)
anche se stiamo considerando un fluido reale, poiché a questo consegue solo un
piccolo errore percentuale trascurabile.
6
Nota che rimangono reversibili poiché stiamo considerando nulla la viscosità,
mentre adiabatiche perché in sede limite la macchina è ancora ideale.
48
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Quando in alcune fasi del ciclo il fluido sarà una miscela di aria e
combusti e / o combustibile (che consideriamo in ogni caso
omogenea), dovremo valutare opportunamente i coefficienti di
LANGEN per tali miscele. Quindi notiamo che i coefficienti di
LANGEN e di conseguenza gli stessi calori specifici dipendono dalla
composizione del fluido evolvente.
Un’ altro cosa da non trascurare nel calcolo del ciclo limite sono i
problemi
che
nascono
nei
motori
benzina
in
seguito
alla
combustione, nello specifico problemi di dissociazione chimica che
avvengono per temperature superiore ai 2000 K. Tuttavia questo
problema non riguarda i motori Diesel, non si raggiungono mai
temperatura superiori ai 2000 K per i forti eccessi d’aria con cui
lavorano questo tipo di motori.
Se teniamo conto delle ipotesi semplificative precedenti, possiamo
diagrammare il ciclo limite ottenendo un diagramma aperto del tipo
rappresentato in Fig.(3.1.2). Nel momento in cui esaminiamo il ciclo
limite, eliminiamo l’ipotesi di fluido perfetto, il ciclo ideale va
modificato anche tenendo conto dei processi di aspirazione e scarico
del fluido di lavoro. Infatti nel ciclo ideale si trascura completamente
il processo di sostituzione della carica, considerando in linea teorica
il solo processo di sottrazione a volume costante di calore come un
semplice segmento 5 - 1 che chiude il ciclo ideale Sabathé.
49
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Figura 3.1.2: Rappresentazione ciclo limite
In base a questa osservazione, in sede limite arrivati al punto 5 il
ciclo diventa aperto continuando l’espansione dei gas combusti fino
al valore di pressione ambiente. I gas infatti escono dal cilindro
espandendo liberamente nell` ambiente fino al valore di pressione
ambiente 5 - 8, mentre la carica fresca indipendentemente dai
combusti arriva al punto 1 al termine del processo di aspirazione 0 1 della carica fresca.
50
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
3.2 DAL CICLO LIMITE AL CICLO REALE
Nel valutare il ciclo
reale anche l’ipotesi di macchina perfetta viene meno. In queste
condizioni, considerando la macchina non perfetta, avremo che i
seguenti punti discostano il ciclo limite dal ciclo reale:

Apertura delle valvole non istantanea (con relativo anticipo /
ritardo nell’ apertura e chiusura)

Unico punto di accensione (e non infiniti)

Perdite di carico che avvengono nei condotti di aspirazione ed
attraverso il restringimento delle valvole

Scambi di calore tra i fluidi e le pareti dei condotti
Per rilevare il ciclo reale si usano metodi sperimentali, in particolare
gli indicatori, che sono in grado di tracciare gli andamenti delle
pressioni nel cilindro in funzione della posizione del pistone (Fig.
3.2.1).
Figura 3.2.1: Ciclo indicato di un motore 4T aspirato
51
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Il processo di aspirazione non è rappresentato da un segmento
bensì una curva concava verso l’alto, questo perché durante l’inizio
dell’aspirazione il fluido subisce perdite di carico dovute alla
laminazione nel condotto di aspirazione mentre alla fine dello stesso
processo il fluido insaccandosi nel cilindro, quando il pistone inizia a
rallentare, genera una leggera compressione dell’aria.
La fase di scarico
sostanzialmente
7
invece è rappresentata da una curva
concava
verso
il
basso,
questo
perché
nel
momento di apertura della valvola di scarico c` è ancora una
leggera sovrappressione, dovuta alle onde di pressione generate
dalle turbolenze dei gas in uscita dal pistone.
Le fasi di espansione e compressione, nel caso reale, non possono
essere né adiabatiche né isoentropiche.
Durante fase di compressione il fluido entra nel cilindro generando
uno scambio di calore tra il fluido stesso e le pareti calde del cilindro
con conseguente produzione di entropia. Quando il fluido continua a
comprimersi aumenta la propria temperatura, generando lo scambio
termico inverso, cioè calore dal fluido verso le pareti del cilindro.
Durante la fase di espansione avviene pressoché la stessa cosa, con
l’unica differenza che lo scambio termico avviene interamente dal
fluido caldo verso le pareti del cilindro. Notiamo infine, che la forma
7
L’ inizio della fase di scarico nel caso reale non sarà fissa al PMI, bensì
dipenderà dal in cui è impostato l’anticipo dell` apertura della valvola di scarico.
52
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
della
parte
finale
della
curva
rappresentativa
dell’espansione
dipende dal tempo di anticipo dell’apertura della valvola di scarico.
3.3 IL CICLO REALE NEI MOTORI SOVRALIMENTATI Il ciclo
reale (ciclo indicato) di un motore sovralimentato 4 tempi cambia
rispetto al ciclo reale di un motore aspirato in quanto è traslato
verso l’alto rispetto al valore della pressione ambiente, trovandosi
tutto al di sopra del valore della pressione di scarico. In un ciclo
indicato relativo ad un motore aspirato (fig.3.3.1), il lavoro di
pompaggio (in figura AREA 2) associato alle fasi di aspirazione e
scarico è negativo.
AREA 1 Lavoro positivo
AREA 2 Lavoro negativo
Figura 3.3.1: Rappresentazione del lavoro attivo e del lavoro di
pompaggio in un 4T aspirato
53
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Il pistone deve compiere lavoro per creare la depressione che
consente alla carica fresca di essere richiamata nel cilindro e deve
spendere lavoro per scaricare i gas combusti durante la fase di
scarico forzato. Pertanto il lavoro indicato del ciclo sarà:
La=lavoro attivo (AREA 1 in figura)
Lp=lavoro pompaggio (AREA 2 in figura)
In un ciclo sovralimentato, l’AREA 2 di figura (3.3.1) è tutta al di
sopra del valore di pressione atmosferica come si può vedere in
figura (3.3.2). In un motore sovralimentato 4 tempi, allora, il lavoro
indicato del ciclo sarà:
Quindi nel caso del motore sovralimentato il lavoro di pompaggio,
necessario al corretto funzionamento del motore per svolgere le fasi
di scarico ed aspirazione, si aggiunge al lavoro attivo che otteniamo
dal completamento del ciclo. Ovviamente all’ aumentare del lavoro
indicato aumenta la pmi, la pme e di conseguenza la potenza utile
all’ asse.


 ηm=rendimento meccanico

ε=1 o 2 (2T o 4T)
54
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Figura 3.3.2: Rappresentazione del lavoro di pompaggio in un ciclo
indicato 4T sovralimentato
Come
possiamo
vedere,
l’area
tratteggiata
in
fig.
(3.3.2)
rappresenta il lavoro di pompaggio sopra descritto per un motore 4
tempi sovralimentato, ed è solo una parte di quell’ area 13 - 1 - 12
- 11
del ciclo ideale di fig. (2.3.3.1) che abbiamo definito essere
l’energia fornita dal compressore per spingere l’aria all’ interno del
cilindro. Naturalmente nel caso reale, tale area sarà inferiore all’
area del ciclo ideale, infatti la superficie tratteggiata di fig. (3.3.2) è
contenuta all’ interno del rettangolo 1 - 12 - 11 - 13.
Da
notare
infine,
che
il
senso
di
circolazione
della
curva
(rappresentativa delle fasi di aspirazione – scarico e delimitante l`
55
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
area tratteggiata in fig.
3.3.2) è orario
8
nel caso di un motore
sovralimentato mentre è antiorario nel caso di un motore aspirato.
Questo deriva dal fatto che nel motore sovralimentato pmandata >
pscarico , mentre nel motore aspirato paspirazione < pscarico .
3.4 TURBOSOVRALIMENTAZIONE SCHEMI REALI Nel ciclo reale
(ciclo indicato) come detto in precedenza le fasi di compressione ed
espansione non possono seguire andamenti dettati da adiabatiche
reversibili. Di conseguenza, anche le espansioni dei gas combusti
che avvengono prima nel collettore e successivamente in turbina
non possono seguire legge adiabatica reversibile, per motivi
analoghi a quelli che discostano il ciclo ideale dal ciclo reale. Nello
specifico:

Diminuzione della pressione di scarico (quindi in ingresso
turbina), dovuta alle perdite di carico nel collettore di scarico e
nel restringimento della valvola di scarico.

Diminuzione della pressione di sovralimentazione, dovuta alle
perdite di carico nel collettore di aspirazione e nel restringimento
della valvola di aspirazione.
8
Questo conferma anche i diversi segni del lavoro di pompaggio nei diversi casi
di motore sovralimentato e motore aspirato.
56
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3

Viscosità del fluido, che tra il fluido stesso e tra il fluido e le
pareti
della
macchina
genera
attriti
(quindi
calore
di
irreversibilità).

Scambi di calore tra il collettore e l’ambiente.

Interferenze tra le fasi di scarico dei vari cilindri.
I sistemi a pressione costante e ad impulsi nel loro funzionamento
reale, essendo interessati da tutti questi fenomeni dovuti alla realtà
sia del fluido che della macchina, vedono diminuire i valori ideali
delle energie recuperabili (descritti nei capitoli precedenti).
Per quanto riguarda la rappresentazione, risulta impraticabile
tracciare gli andamenti delle pressioni dei gas di scarico in maniera
analitica. Quindi in concomitanza al ciclo reale (ciclo indicato),
diagrammare con precisione i lavori recuperabili in turbina come
fatto nel caso del ciclo ideale è chiaramente impossibile, tuttavia in
maniera analoga al calcolo del ciclo indicato possiamo inserire
indicatori nelle varie zone di interesse (collettore scarico, valvola di
aspirazione, valvola di scarico, ingresso turbina) e valutare quanto
si discostano i valori di pressione reali da quelli ideali. Pertanto
l’analisi delle energie recuperabili in turbina deve essere fatta
sperimentalmente.
57
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
APPENDICE
APPENDICE A
FENOMENI
REALI
CHE
INTERESSANO
IL
SISTEMA
A
PRESSIONE COSTANTE
Vantaggio della turbo-sovralimentazione a pressione costante è che
le condizioni in ingresso in turbina sono costanti e note, dunque la
turbina lavorando in condizioni stazionarie avrà alti rendimenti. Il
maggiore svantaggio, invece, è che tale sistema sfrutta male
l’energia posseduta dai gas di scarico. Tale valore sarà basso poichè
il sistema non può sfruttare la “pulse-energy” (rappresentata dall’
area 5 - 7 - 13 di fig. 2.2.2). Questa energia non viene persa, infatti
le uniche perdite che interessano questo tipo di sistema sono i
trasferimenti di calore verso l’ambiente esterno, tuttavia non verrà
fatto lavoro durante l’espansione dei gas dal valore di pressione del
punto 5 al valore di pressione del punto 7.
Dunque l’area 7 - 8 - 7’ - 8’ si può vedere come un recupero dell`
energia rappresentata dall’ area 5 - 7 - 13. Naturalmente nel caso
reale l’entità di tale recupero è tanto più alta quanto migliore è
l’isolamento termico del collettore nei confronti
dell’ambiente
esterno. Tuttavia sarà impossibile isolare completamente dal punto
58
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
di vista termico il collettore, quindi parte della 5 - 7 - 13 che si sarà
trasformata in calore inevitabilmente si disperde nell’ ambiente.
Uno svantaggio di tale soluzione è che tale sistema fa variare molto
lentamente la pressione nel collettore di scarico (quindi in ingresso
in turbina), dunque sarà poco adatto a motori che richiedono rapide
variazioni delle condizioni di carico (o velocità).
Dalla formula precedente possiamo verificare quanto detto, infatti
mantenendo
costanti
gli
altri
parametri,
l’aumento
della
temperatura (T7) nel collettore di scarico fa aumentare la pressione
di
sovralimentazione
(p1),
rendendo
disponibile
un
maggiore
quantitativo di energia al sistema.
Possiamo graficamente mostrare la formula scritta sopra, facendo
notare che fissato un limite per la temperatura di ingresso
(sostanzialmente per questioni di resistenza dei materiali alle
elevate temperature), per mantenere un rapporto p1 / p7 costante e
sufficientemente alto per il corretto lavaggio del cilindro devo avere
un rendimento del gruppo turbina-compressore sempre più alto al
diminuire della temperatura.
59
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Figura 1A
In figura (1A), fissato un valore del rapporto p1 / p7 = 1.2 (linea
rossa), variamo la temperatura di ingresso in turbina. Notiamo che
al diminuire del valore di temperatura T7 di ingresso in turbina,
vengono richiesti valori del rendimento η (linee verdi) sempre più
alti.

T7 =700 C

η=0.48

T7 =600 C

η= 0.53

T7 =500 C

η=0.59

T7 =400 C

η=0.68
La formula ci mostra inoltre che all’ aumento della pressione nel
collettore di scarico aumenta la pressione di sovralimentazione,
60
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
questo sì può vedere meglio nella formula che esprime la potenza in
uscita dalla turbina:
Infatti vediamo, mantenendo costanti gli altri parametri, che all’
aumentare della pressione in ingresso alla turbina (p7) aumenta la
potenza fornita dalla turbina. Questo è sicuramente intuitivo, poiché
la turbina avrà da sfruttare un salto di pressione maggiore, quindi a
parità di altre condizioni fornisce maggiore potenza al compressore.
Però meno intuitivo è capire che l’aumento della pressione in
ingresso in turbina, e quindi l’aumento della pressione regnante nel
collettore di scarico, migliora anche l’efficienza della trasmissione di
energia tra motore (cilindro) e turbina. Infatti se la fuoriuscita dei
gas di scarico dal cilindro verso il collettore avviene con minori
differenze di pressione, le velocità dei gas e quindi le perdite
fluidodinamiche saranno inferiori. Quanto detto è diagrammato nella
figura
(2A):
a
parità
di
pressione
nel
cilindro
(cioè
scelta
arbitrariamente la curva evidenziata in verde), all’ aumentare della
pressione di scarico p7
aumenta l’efficienza della trasmissione di
energia tra il motore e la turbina.
61
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Figura 2A
In conclusione, come detto all’ inizio del capitolo abbiamo che le
condizioni di ingresso in turbina sono note, il valore della pressione
in ingresso in turbina è conosciuto e non varierà poiché le onde di
pressione in uscita dal cilindro vengono smorzate nel collettore di
scarico (per questo motivo anche detto equalizzatore).
In questo
tipo di sistema abbiamo che lo svuotamento di un cilindro e quindi
le onde di pressione che si associano a tale processo, non vanno ad
inficiare lo svuotamento di un altro cilindro, poiché tali onde
vengono
smorzate
grazie
al
volume
sufficientemente
ampio
dell`equalizzatore (da 1,5 a 6 volte la cilindrata totale del motore).
Quest’ ultima nota viene fatta poiché anticipa uno dei problemi
62
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
maggiori dell’altro sistema di sovralimentazione, ovvero il problema
dell’interferenza delle fasi di scarico dei vari cilindri.
APPENDICE B
FENOMENI
REALI
CHE
INTERESSANO
IL
SISTEMA
AD
IMPULSI
Il maggior vantaggio della sovralimentazione ad impulsi, nei
confronti del sistema a pressione costante, è quello di poter
sfruttare l’energia rappresentata dall’ area 5 - 7 - 13 di fig. 1.2.3
(cioè alla turbina arriva fluido con maggiore entalpia). Nello schema
ideale del sistema ad impulsi abbiamo ipotizzato che la pressione
nel condotto di scarico sale istantaneamente al valore p5 nel
momento in cui si apre la valvola di scarico e scende al valore di
patmosf (secondo un’adiabatica reversibile) subito dopo in cui il
pistone inizia la corsa dal PMI al PMS in modo da rendere nullo il
valore
del
lavoro
di
pompaggio.
Nel
funzionamento
reale,
ovviamente ciò non è realizzabile, dunque avremo che l’energia
fornita alla turbina avrà sia una parte della componente di blowdown (5 - 8 - 9) sia una parte della componente di pompaggio (13 9 - 10 - 11) di Fig. (1.2.3), quindi relativamente al sistema a
pressione costante l’energia recuperabile in turbina sarà di certo più
alta. La figura (1B) ci mostra, in funzione del volume del collettore
63
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
di scarico, l’andamento reale dei picchi di pressione nel collettore
stesso in seguito all’ apertura della valvola di scarico per diversi
valori del rapporto area condotto / area valvola di scarico.
Figura 1B
Capiamo allora che volendoci avvicinare al funzionamento ideale del
sistema (cioè avere la pressione istantaneamente al valore p5 all’
apertura della valvola di scarico), dobbiamo pensare ad un
collettore con un volume quanto più piccolo possibile. Avere un
collettore con volume piccolo impedisce infatti alle onde di pressione
di smorzarsi, e permette di sfruttare al massimo gli alti valori di
temperatura e pressione che regnano nel cilindro immediatamente
dopo l’apertura della valvola di scarico. Naturalmente il limite a tale
dimensionamento sarà proprio la valvola, infatti il diametro del
collettore di scarico non potrà essere inferiore al diametro della
valvola di scarico. Quindi un volume del collettore sufficientemente
piccolo permette di avere subito un valore di pressione alto nel
64
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
condotto di scarico e rende più efficace il trasferimento di energia
tra gas e turbina, in ragione delle minori perdite fluidodinamiche.
Nel momento in cui si apre la valvola di scarico, il fluido passa dal
cilindro al collettore con grandi differenze di pressione e pertanto
grandi velocità, dunque il flusso che si genera ha caratteristiche
supersoniche (numero di MACH
9
maggiore di 1) con conseguenti
forti dissipazioni. Quando poi il gradiente di pressione tra cilindro e
collettore diminuisce il flusso diventa subsonico (numero di MACH
minore di 1) e il processo è accompagnato da minori perdite di tipo
fluidodinamico.
Questo ci fa riflettere anche sul fatto che il flusso di gas combusti
trasporta sostanzialmente energia sotto forma di pressione, ma
anche
in
quantità
minore
energia
sotto
forma
cinetica.
Di
conseguenza devo tener conto che ridurre troppo la sezione del
nostro collettore può alzare eccessivamente la velocità della
corrente
(
)
,
e
quindi
andare
ad
aumentare
eccessivamente le perdite di natura viscosa.
Dagli andamenti dei valori di pressione nel collettore di scarico si
può notare anche come per piccoli valori del volume del collettore
stesso, il diverso rapporto Ap / Aport ( che in questa situazione a
parità di volume ci dà un’idea della lunghezza del condotto ) non
Il numero di Mach è un gruppo adimensionale definito come rapporto della
velocità macroscopica di un oggetto in moto in un fluido ed la velocità del suono
9
nel fluido considerato
Ma
65
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
influisce sull’ andamento delle pressioni, mentre per grandi valori
del volume questo rapporto fa cambiare gli andamenti delle
pressioni, ciò è dovuto agli effetti della propagazione di onde di
pressione riflesse provenienti dalla turbina.
Questo delle onde di pressione riflesse è uno dei problemi più gravi
che interessano il sistema ad impulsi reale, differentemente dallo
schema ideale in cui ipotizzavamo di avere un istantaneo crollo della
pressione al valore patmosferica . Infatti le onde di pressione riflesse
diventano un grave problema per il sistema quando una di queste
genera un picco di pressione durante il periodo di incrocio delle
valvole, causando un ritorno dei gas combusti prima attraverso il
cilindro poi attraverso il condotto di aspirazione.
Le onde di
pressione riflesse sono dovute al restringimento che si ha in
ingresso in turbina. Per evitare tale inconveniente bisogna calcolare
bene i tempi di propagazione delle onde di pressione nel collettore
di scarico e quindi disegnarli con lunghezza opportuna in modo da
non far coincidere un picco di pressione, dovuto proprio a queste
onde riflesse, con il tempo di incrocio delle valvole.
In figura (2B) e (3B) in riferimento agli andamenti di pressione
influenzati dalle onde di pressione riflesse sono mostrati due casi
limite, rispettivamente il migliore ed il peggior caso possibile.
66
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Figura 2B
TEMPO DI RIFLESSIONE ONDA
Figura 3B
- a (velocità del suono) =
- L (lunghezza condotto)
Il caso più grave da evitare è schematizzato in figura (3B) come si
può vedere abbiamo un secondo picco di pressione coincidente con
il periodo di incrocio valvole.
Mentre il caso (2B), non da problemi poiché abbiamo che il condotto
per il quale è tracciato ha una lunghezza L e quindi un tempo di
riflessione abbastanza lungo da consentire all’ onda di pressione di
ritornare dalla turbina verso il cilindro dopo che la valvola di scarico
si è già chiusa, tuttavia è difficile trovare in un motore condotti così
lunghi.
Problema analogo a quello delle onde riflesse, nel senso che è un
problema che può inficiare il riempimento dei cilindri, è accennato al
67
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
termine del precedente capitolo e consiste nell’ interferenza tra le
fasi di scarico di due o più cilindri che hanno in comune lo stesso
collettore di scarico.
La necessità di raggruppare più di un cilindro nello stesso collettore
deriva dal bisogno di avere il minimo intervallo di tempo tra due
picchi di pressione (ciò avviene raggruppando insieme tre cilindri),
in modo da consentire alla turbina di lavorare con flussi non
eccessivamente irregolari. Un secondo motivo è invece legato alla
complessità di progetto dei collettori di scarico, infatti risulterebbe
molto complicato pensare un motore che ha per ogni cilindro un
collettore di scarico.
Nei
motori
pluricilindrici
dunque
si
manifestano
problemi
di
interferenza tra le fasi di scarico. Per questo motivo si cerca di
sfasare accuratamente tali fasi in modo da non avere valvole di
scarico
di
diversi
cilindri
aperte
nello
stesso
momento
e
contemporaneamente rendere minimo l’intervallo di tempo tra due
picchi di pressione.
Inoltre durante l’incrocio delle valvole di aspirazione e scarico in uno
dei cilindri dobbiamo far in modo di avere pressioni nel condotto di
scarico (comune a tutti i cilindri del gruppo) inferiori al valore della
pressione di sovralimentazione in modo da garantire il corretto
lavaggio del cilindro.
68
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
Figura 4B
In figura (4B) si mostrano gli andamenti di pressioni in un sistema
che ha collegati ad un unico collettore di scarico tre cilindri. L’
intervallo tra due picchi di pressione, prodotti dall’ espulsone dei gas
di ogni cilindro, è ideale per un trasferimento efficace di energia alla
turbina sia perché ha tempi ridotti al minimo sia perché non provoca
interferenze tra fasi di scarico di diversi cilindri. Inoltre, durante il
periodo di incrocio della valvole del primo cilindro si nota come la
differenza pm
>
ps (cioè il gradiente di pressione tra il valore
regnante nel condotto di aspirazione ed il valore regnante nel
condotto di scarico), rende possibile un buon lavaggio del cilindro.
In definitiva, i vantaggi del sistema con sovralimentazione ad
impulsi sono il maggior quantitativo di energia disponibile in turbina
69
IL CICLO REALE IN RIFERIMENTO ALLA SOVRALIMENTAZIONE | CAPITOLO 3
(relativamente ad un sistema a pressione costante) e la miglior
risposta nei transitori, infatti il piccolo volume del collettore
consente
rapide
variazioni
delle
condizioni
di
pressione
e
temperature dei gas in ingresso turbina.
70
Bibliografia
[1] Leslie C. Ronald Lilly, “Diesel Engine Reference Book”, Editore
Butterworths, 1984
[2] Renato Della Volpe, “Macchine”, Editore Liguori, 2001
[3] Renato Della Volpe, “Impianti motori per la propulsione navale”,
Editore Liguori, 1990
[4] Giancarlo Ferrari, “Motori a combustione interna”, Editore Il
Capitello, 2008