STUDIO DEI PROCESSI NEL SISTEMA DI SCARICO ED … · 2 Presso il Dipartimento di Macchine, Sistemi...

IV Convegno Nazionale PFT2 del CNR, Roma, 11/1999

STUDIO DEI PROCESSI NEL SISTEMA DISCARICO ED ALL’INTERNO DEL CILINDRO

DI UN MCI DIESEL AUTOMOBILISTICO

M. Capobianco, P. Silvestri, G. Zamboni

Dipartimento di Macchine, Sistemi Energetici e Trasporti (DIMSET)Università di Genova - Via Montallegro 1, 16145 GENOVA

Tel. 010 3532446/2454/2447; Fax 010 3532566; E-mail [email protected], [email protected]

Ricerca: 271Parole chiave: MCI Diesel, Sistema di aspirazione e scarico, Emissioni

SOMMARIO

Nel lavoro vengono inizialmente descritti i principali risultati dell’attività di ricerca sul miglioramento delsistema di aspirazione e scarico dei MCI per autotrazione sviluppata dall'Unità Operativa del Dipartimento diMacchine, Sistemi Energetici e Trasporti dell'Università di Genova nell'ambito del PFT2, fornendo unquadro sintetico delle indagini sperimentali e teoriche condotte e delle più importanti conclusioni a cuiqueste hanno portato. Successivamente vengono approfonditi alcuni degli aspetti più recenti dell'attività diricerca, con particolare riferimento allo studio del comportamento fluidodinamico del sistema di scaricoinstallato su motore ed all'analisi dei fenomeni di combustione in un MCI Diesel automobilistico.

1 – INTRODUZIONE

Nello sviluppo dei moderni motori a combustione interna (MCI) per impiego automobilistico già da alcunianni la progettazione ottimizzata del circuito di aspirazione e scarico ha assunto un’importanza via viacrescente ai fini del miglioramento delle prestazioni e dei consumi di combustibile. Un notevole impulso atale aspetto della ricerca è stato fornito, in tempi più recenti, dalla diffusione crescente di codici disimulazione del comportamento fluidodinamico del sistema di ricambio della carica che, con un diversolivello di approssimazione in relazione alla complessità dei modelli utilizzati per descrivere i fenomeni [1],hanno consentito di disporre di informazioni sia sul comportamento dei singoli componenti inseriti nelcircuito, sia sulle condizioni di accoppiamento (matching) fra gli stessi, particolarmente nel caso di flussonon stazionario spesso sperimentato nel reale funzionamento su motore. Ciò ha portato alla introduzione edalla diffusione sempre crescente di soluzioni progettuali, talvolta di notevole complessità, che hannocontribuito a migliorare in misura sostanziale le caratteristiche prestazionali e di guidabilità degli autoveicoli;a tale riguardo basti pensare ai sistemi di aspirazione a geometria variabile ed ai dispositivi per il controllodel sistema di sovralimentazione del motore, anch’esso realizzato sempre più spesso mediante innovatividispositivi a geometria variabile. Tale sviluppo è stato reso possibile anche grazie all’introduzione di nuovetecnologie costruttive e, soprattutto, alla diffusione sempre crescente del controllo elettronico nelleapplicazioni veicolistiche.

In tempi più recenti, inoltre, il sistema di aspirazione e scarico dei MCI per propulsione stradale si èarricchito di nuovi elementi introdotti al fine del contenimento delle emissioni inquinanti regolamentate. Ladiffusione di tali dispositivi risulterà ancora maggiore in un prossimo futuro dal momento che, sia in Europache negli altri continenti, le normative sulle emissioni allo scarico degli autoveicoli subiranno un progressivoinasprimento che renderà necessaria l’adozione di nuovi dispositivi (quali filtri per particolato, catalizzatoridi tipo lean deNOX, ecc.) ovvero di elementi già utilizzati (catalizzatori trivalenti, sistemi di ricircolo dei gasdi scarico) ma di tipo evoluto, con una diffusione generalizzata della loro applicazione anche a differenticategorie di propulsori.

Nel contempo la problematica della riduzione dei consumi di combustibile sta ritornando ad essere unodegli aspetti di maggiore interesse nello sviluppo dei MCI automobilistici in relazione alla necessità di unprogressivo contenimento delle emissioni di CO2 e dei conseguenti fenomeni di inquinamento termico [2]: atale riguardo i propulsori a ciclo Diesel ad iniezione diretta (DI) rappresentano attualmente la tipologia dimotore di maggiore interesse per le applicazioni stradali, in virtù dei consumi di combustibile decisamenteinferiori rispetto ad altri sistemi propulsivi anche non tradizionali [2].

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Presso il Dipartimento di Macchine, Sistemi Energetici e Trasporti (DIMSET) dell’Università diGenova fin dall’inizio degli anni ’80 è stato avviato un filone di ricerca sul miglioramento del sistema diaspirazione e scarico dei MCI automobilistici: lo studio, di carattere sia sperimentale che teorico, è stato inparticolare focalizzato sulle caratteristiche prestazionali dei componenti e dispositivi di più frequenteutilizzazione, anche in relazione alla presenza di sistemi di regolazione degli stessi. L’indagine si è giovata,fin dal suo avvio, di una specifica ed originale apparecchiatura di prova [3] che consente il rilevamento dellecaratteristiche prestazionali di specifici componenti o sottoassiemi anche complessi del circuito diaspirazione e scarico di MCI per impiego veicolistico con riferimento sia a condizioni di alimentazionestazionaria degli stessi, sia al caso di alimentazione con un flusso instazionario periodico di caratteristichecontrollate (frequenza, ampiezza, valor medio delle pulsazioni) del tutto simile a quello sperimentatonell’accoppiamento con il motore. Nel contempo sono stati sviluppati modelli teorici di simulazione delcomportamento stazionario ed instazionario degli elementi di interesse che sono stati validati con riferimentoai dati sperimentali rilevati al banco prova.

Lo studio su componenti è stato in una prima fase concentrato sulle caratteristiche di piccole unità disovralimentazione di MCI automobilistici, indagando le caratteristiche funzionali del compressore e dellaturbina in differenti condizioni operative. In particolare l’attenzione è stata concentrata sulla macchinamotrice, generalmente di tipo radiale centripeto, prendendo in considerazione turbine caratterizzate dadifferenti configurazioni del sistema di ammissione (a singolo e doppio ingresso) ed indagando ilcomportamento di diversi sistemi di regolazione della macchina motrice (dispositivi di by-pass a valvolawaste-gate, sistemi a geometria variabile di differente tipologia) sia in condizioni di flusso stazionario che inregime instazionario [4, 5, 6, 7, 8]. Successivamente lo studio è stato esteso anche ad altri componenti tipicidel sistema di ricambio della carica, quali elementi di volume proprio non trascurabile (plenum) [9] egiunzioni di più condotti [10], nonché ad alcuni sistemi e dispositivi per l’abbattimento delle emissioniinquinanti di utilizzazione sempre più frequente nei MCI automobilistici, quali filtri per particolato [11],sistemi di ricircolo dei gas di scarico [12], catalizzatori [13].

Una parte non trascurabile delle indagini su componenti del sistema di aspirazione e scarico di MCIautomobilistici è stata sviluppata nell’ambito del Progetto Finalizzato Trasporti 2 del C.N.R., al quale ilgruppo di ricerca operante presso l’ex Istituto di Macchine e Sistemi Energetici ha partecipato nell’ambitodel Sottoprogetto Veicoli [14, 15, 16]. La ricerca su componenti sin qui sviluppata ha permesso di renderedisponibile una banca dati estremamente estesa sulle caratteristiche prestazionali di differenti elementi delcircuito di aspirazione e scarico, con riferimento sia alle curve funzionali in condizioni di efflussostazionario, sia all’interazione dei differenti dispositivi oggetto di studio con il flusso instazionario spessosperimentato nel funzionamento reale su motore. Nel contempo sono stati messi a punto e validati modelliteorici di simulazione degli stessi componenti al fine di consentire una previsione delle prestazioniinstazionarie degli stessi una volta che siano note le caratteristiche in regime stazionario ed i principaliparametri del flusso pulsante di alimentazione. Tale insieme di conoscenze, di facile trasferibilità, si è giàrivelato particolarmente utile nello sviluppo di modellistiche di simulazione di MCI automobilistici messe apunto sia dal gruppo di ricerca operante presso il DIMSET [17], sia da altri ricercatori [18].

Va da sé che lo studio su componenti del sistema di aspirazione e scarico di MCI automobilistici nonpuò ritenersi esaurito, sia per il gran numero di elementi di notevole interesse sul quale è ancora possibileconcentrare l’attenzione, sia per la possibilità di utilizzare tecniche di indagine sperimentale differenti che, inuna prima applicazione [19], hanno evidenziato notevoli potenzialità.

Nell’ambito del PFT2 la ricerca su componenti del circuito di aspirazione e scarico di MCIautomobilistici è stata integrata con una seconda linea di indagine, basata su rilievi condotti direttamente sumotore installato al banco dinamometrico. Ciò ha consentito di evidenziare nel dettaglio le condizionioperative di ogni specifico componente nelle reali condizioni di funzionamento, con l’obiettivo di guidarel’indagine sul componente isolato e di verificare le correlazioni fra le prestazioni dello stesso e lecaratteristiche del flusso instazionario evidenziate al banco componenti. Nel contempo è stato possibileestendere lo studio ai fenomeni che si verificano all’interno del cilindro, la cui conoscenza risulta difondamentale importanza per una comprensione del funzionamento globale del sistema e per un processo dimodellazione dello stesso. L’attenzione è stata pertanto concentrata sulla determinazione dei diagrammiindicati di pressione all’interno del cilindro, sulla valutazione delle perdite meccaniche del motore e sulladefinizione della legge di rilascio di calore con particolare riferimento agli effetti indotti su tali aspetti dallaconfigurazione del sistema di aspirazione e scarico del motore, nonché dai parametri di regolazione di alcunispecifici componenti oggetto di controllo durante il funzionamento del motore, quali il sistema disovralimentazione e quello di ricircolo dei gas di scarico (EGR).

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Alla luce delle considerazioni già riportate, si è deciso di sviluppare lo studio al banco dinamometricosu un propulsore a ciclo Diesel DI per impiego automobilistico, nella tipica configurazione caratterizzata daun’unità di sovralimentazione a gas di scarico e da un circuito EGR finalizzato al contenimento delleemissioni di NOX.

L’attività di ricerca sviluppata in ambito PFT2 è stata pertanto articolata su due linee di indagine, traloro strettamente correlate, relative rispettivamente allo studio teorico-sperimentale su componenti deisistemi di aspirazione e scarico di MCI automobilistici ed all’analisi e simulazione del funzionamentodell’intero motore, con particolare riferimento agli effetti indotti dalla configurazione e regolazione delcircuito di ricambio della carica sia sui parametri globali del sistema (prestazioni, consumi, emissioni) sia suiprocessi all’interno del cilindro.

Più nel dettaglio l’attività PFT2 sviluppata nel corso del primo periodo di studio (contratto 1992 ed, inparte, contratto 1993) è stata in buona parte dedicata alla messa a punto o all’adeguamento degli strumentisperimentali di indagine. A tale proposito il banco componenti già disponibile è stato completato, conparticolare riferimento alla strumentazione di misura. Nel contempo è stato allestito un nuovo bancodinamometrico sul quale è stato installato un MCI Diesel DI ed è stato progettato e realizzato il relativosistema di misura, con riferimento sia alla strumentazione installata sia alle procedure di acquisizione edelaborazione dei dati rilevati nel corso delle prove.

In relazione alle due linee di ricerca sopra menzionate, nel seguito vengono schematicamente richiamatele principali indagini sviluppate nell’ambito del PFT2, i cui risultati sono stati in buona parte oggetto dipresentazione e discussione in [14, 15, 16], nonché nelle pubblicazioni richiamate nel seguito.

A. Indagine sul comportamento di componenti del sistema di aspirazione e scaricodi MCI.

Rilevamento ed analisi comparativa delle curve caratteristiche del compressore e della turbina di gruppidi sovralimentazione caratterizzati da differenti configurazioni della voluta di ingresso e da diversisistemi di regolazione della turbina (valvola waste-gate, dispositivi a geometria variabile) [8].

Studio su turbine per sovralimentazione a doppio ingresso [7]: analisi delle prestazioni in condizioni diefflusso stazionario (piena ammissione, parzializzazione, ammissione sbilanciata) e con alimentazioneinstazionaria periodica. Effetto dello sfasamento delle pulsazioni sulle prestazioni della turbina.

Analisi sperimentale delle prestazioni di un gruppo turbosovralimentatore dotato di turbina con uninnovativo sistema di regolazione della portata (sistema one-piece) [20].

Indagine teorico-sperimentale su componenti di volume proprio non trascurabile [9]: rilevamento dellecaratteristiche stazionarie ed instazionarie di efflusso di differenti componenti. Sviluppo,implementazione e validazione di procedure teoriche di simulazione di elementi di volume proprio nontrascurabile.

Studio su giunzioni di tre condotti [10]: definizione sperimentale in regime di flusso stazionario delleperdite di carico indotte da giunzioni di differente tipologia (a T ed a Y) in relazione alle condizioni diefflusso. Analisi sperimentale in condizioni di flusso instazionario con approfondimento dei fenomeni dipropagazione delle onde di pressione attraverso il componente e di alcuni specifici aspetti connessi congli scambi energetici. Sviluppo e validazione di un modello teorico semplificato per la simulazione delcomportamento di giunzioni di tre condotti in condizioni di flusso non stazionario periodico.

Studio sperimentale su un sistema di ricircolo dei gas di scarico in condizioni di flusso stazionario edinstazionario periodico [12].

Indagine su catalizzatori per MCI automobilistici: definizione delle caratteristiche stazionarie di efflusso.Sviluppo e verifica di una procedura di calcolo per la valutazione della caduta di pressione attraverso uncatalizzatore installato su motore (condizioni reali) a partire dalle curve caratteristiche definite a freddoal banco componenti [13]. Rilevamento mediante sistema anemometrico a filo caldo del campo di motoall'interno di un tipico catalizzatore di taglia automobilistica ed analisi della ripartizione del flusso al suointerno. Analisi dei processi di trasmissione e riflessione delle oscillazioni di pressione in regime diflusso instazionario periodico.

B. Studio teorico-sperimentale su un MCI Diesel DI per applicazioneautomobilistica.

Sviluppo, implementazione e validazione di un modello di simulazione dell'accoppiamento motore-sovralimentatore di tipo semplificato che utilizza le curve caratteristiche dei componenti del sistema diaspirazione e scarico rilevate al banco componenti [17].

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Definizione delle prestazioni, dei consumi e delle emissioni del motore Diesel DI installato al bancodinamometrico. Valutazione sperimentale dell'influenza del ricircolo dei gas di scarico sulle prestazionie sulle emissioni del motore, nonché sulle condizioni di funzionamento del sovralimentatore [21].

Studio e simulazione dei processi all’interno del cilindro: allestimento di un sistema per l’acquisizione el’elaborazione di diagrammi indicati di pressione. Misura di diagrammi indicati di pressione nel cilindrodi un propulsore Diesel DI in differenti condizioni operative e valutazione dell’influenza del livello diEGR su alcuni parametri caratteristici della combustione e sugli andamenti delle leggi di rilascio dicalore. Definizione di una correlazione teorica per il calcolo della legge di rilascio di calore in funzionedei principali parametri operativi del motore.

Valutazione dell'andamento della pressione media perduta per attrito e del rendimento meccanico di untipico MCI Diesel DI per impiego automobilistico e sviluppo di una correlazione teorica di previsione.

Nel seguito vengono approfonditi e discussi nel dettaglio alcuni aspetti della più recente attività diricerca sviluppata in ambito PFT2 non ancora pubblicati. In particolare sono presentati ed analizzati i risultatidi una specifica indagine sperimentale condotta al banco dinamometrico finalizzata alla definizione dellecaratteristiche del flusso con cui vengono alimentati i singoli componenti del circuito di scarico di un MCIDiesel automobilistico nelle reali condizioni di utilizzazione. Successivamente, con riferimento ai fenomeniall’interno del cilindro, vengono approfondite alcune problematiche relative al processo di combustione in unMCI Diesel DI, con particolare riferimento agli andamenti di rilascio di calore ed all’influenza su di essi dialcuni parametri operativi del motore (velocità di rotazione, carico e frazione di gas di scarico ricircolata).

2 - STUDIO DEI PROCESSI NEL SISTEMA DI SCARICO

Lo studio sperimentale di cui si riferisce è stato sviluppato con lo scopo di analizzare le caratteristiche delflusso con cui vengono alimentati i principali componenti del sistema di scarico di un MCI nelle realicondizioni operative: in particolare è stato oggetto di indagine un MCI Diesel DI di taglia automobilistica,sovralimentato a gas di scarico; le misure hanno consentito di trarre alcune conclusioni sulle caratteristichedel flusso con riferimento sia ai fenomeni instazionari che alla sua comprimibilità.

2.1 – Programma di ricercaLo studio ha riguardato una serie di misure degli andamenti tempovarianti della pressione nel sistema discarico di un propulsore Fiat M711.KT, Diesel ad iniezione diretta, di cilindrata pari a 1.9 l, sovralimentato agas di scarico mediante un turbogruppo Garrett VNT25 (dotato di turbina con distributore a geometriavariabile), interrefrigerato ed equipaggiato con un sistema di ricircolo dei gas di scarico per il controllo delleemissioni di ossidi di azoto; i rilievi sono stati condotti in condizioni operative stazionarie del motore sia acarico parziale, con particolare riferimento al funzionamento del propulsore nei cicli di omologazioneECE15+EUDC [22], sia a pieno carico.

2.2 - Sistema di MisuraLe misure dei valori istantanei della pressione statica di parete sono state condotte mediante un trasduttorepiezoresistivo Kistler 4075A20, di tipo raffreddato allo scopo di renderne possibile l’utilizzazione in circuitiad alta temperatura [23].

Le prese di misura, localizzate in più punti del circuito di scarico del motore, sono state realizzateminimizzando il volume fra l'elemento sensibile del misuratore e la parte interna del condotto al fine diridurre l'entità dei disturbi nei segnali acquisiti connessi ai fenomeni di oscillazione propria della colonna difluido presente in tale porzione della linea di misura. In fig.1 è schematizzato il circuito di scarico delpropulsore con la localizzazione delle relative stazioni di misura.

La catena di misura utilizzata è risultata costituita dal trasduttore di pressione piezoresistivo, da un’unitàelettronica Kistler di amplificazione del segnale e da un convertitore analogico-digitale IOtech ADC 488/8Sche ha permesso l’acquisizione del segnale e la successiva trasmissione dei dati al calcolatore attraverso unainterfaccia standard IEEE488. Tale sistema di campionamento dei segnali è dotato di buone caratteristiche dirisposta (frequenza di misura superiore a 50 kHz) per una adeguata definizione dei profili di pressione.

Essendo disponibile un unico sensore, è stato necessario operare diverse acquisizioni in istanti successiviper caratterizzare differenti sezioni del sistema di scarico nelle stesse condizioni operative del motore. Isegnali acquisisti sono stati poi fasati con riferimento alla posizione dell’albero motore rilevata mediante unencoder incrementale fotoelettrico (par.3.1).

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Fig.1 – Sistema di scarico e relative stazioni di misura

2.3 - Risultati Sperimentali

2.3.1 – Forme d’onda di pressioneLe misure condotte hanno consentito in una prima fase di valutare gli andamenti tempovarianti dei segnali dipressione in più stazioni del sistema di scarico. Le rappresentazioni grafiche delle forme d’onda sono stateadimensionalizzate rispetto al periodo del fenomeno (T).

I segnali tempovarianti di pressione acquisiti sono stati opportunamente trattati mediante l’utilizzo dialgoritmi di filtraggio: in particolare si è utilizzato un codice di calcolo che si basa sull’analisi di Fourier deidati sperimentali. In base a considerazioni sulle frequenze proprie degli elementi della catena di misura(assimilabili con buona approssimazione a risuonatori di Helmoltz) si è deciso di filtrare le forme d’ondaacquisite eliminando le armoniche caratterizzate da una frequenza superiore a 5000 Hz [24].

Nella fig.2a sono riportati i diagrammi misurati nelle stazioni all’ingresso ed all’uscita della turbina(coincidente con la condizione a monte del primo silenziatore o del catalizzatore se presente nel sistema discarico del motore) in corrispondenza della medesima condizione operativa a carico parziale del motore(n=1400 giri/min e pme=2.7 bar).

I profili di pressione riportati evidenziano chiaramente, all’interno del periodo di funzionamento delmotore, i quattro fronti d’onda relativi ai diversi cilindri [25]; le oscillazioni del segnale di pressione adelevata frequenza che si sovrappongono al fenomeno oscillatorio principale potrebbero essere indotte davibrazioni meccaniche del sistema di scarico o da perturbazioni fluidodinamiche originate dalla turbina. Neisegnali misurati allo scarico della macchina le oscillazioni a più alta frequenza potrebbero essere ascritte adisturbi nel flusso generati in corrispondenza del bordo di uscita della palettatura statorica di cui èequipaggiata la turbina, i quali si propagano attraverso i canali rotorici della macchina fino alla sezione discarico. Risultati analoghi sono stati ottenuti nelle altre condizioni di funzionamento del motore.

Analizzando le quattro oscillazioni di pressione principali acquisite a monte della turbina, si osservanosignificative differenze tra queste, più marcate ad alto carico del motore: tali scostamenti sembrano in primoluogo da correlarsi alle diverse lunghezze dei condotti che i quattro fronti d’onda devono percorrere prima digiungere alla stazione di misura, e solo marginalmente a differenze fra i cicli termodinamici di ciascuncilindro che si riflettono sulle successive fasi di scarico. Nelle condizioni sperimentali caratterizzate dacarichi relativamente elevati si è riscontrata la presenza di oscillazioni secondarie di ampiezza nontrascurabile, distinte da quelle indotte dal fenomeno predominante, e contraddistinte dallo stesso periodo diqueste ultime: esse potrebbero essere associate a fenomeni di riflessione da parte della turbina, ovvero ad unmutamento della forma dell’onda generata dallo scarico spontaneo in funzione della pressione mediaeffettiva. I rilievi sperimentali condotti lasciano anche supporre una dipendenza del fenomeno dallafrequenza, e quindi dalla velocità di rotazione del motore.

In accordo con quanto riportato in [4, 5, 8], l’analisi comparativa dei segnali di pressione rilevatiall’ingresso ed all’uscita della turbina (fig.2a) evidenzia come le onde di pressione subiscano, oltre ad unanaturale riduzione del valore medio, un forte smorzamento ad opera della turbina, rivelando un flussopressoché stazionario all’ingresso del primo silenziatore. Anche i livelli di ampiezza delle pulsazionimisurate all’ingresso della macchina sono risultati, nelle condizioni di funzionamento del motore a caricoparziale, abbastanza contenuti, mantenendosi all’interno di una fascia relativamente ristretta compresa fra0.05 e 0.15 bar. Alla luce di tali considerazioni, l’ipotesi semplificativa spesso adottata per lo sviluppo dicalcoli di “matching”, secondo la quale il livello di pressione a monte ed a valle della turbina viene assuntocostante, appare accettabile nel caso di una configurazione impiantistica del tipo di quella presente nelmotore in esame (turbina ad un ingresso con collettori a monte di volume non trascurabile) ed in condizionioperative del propulsore caratterizzate da valori ridotti del carico analoghi a quelli considerati.

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(a) Segnali di pressione misurati all'ingresso e all’uscita della turbina

(b) Valori medi del numero di Mach valutati all’ingresso ed all’uscita turbina

(c) Valori del parametro Z valutati all’ingresso turbina

Fig.2 – Risultati dei rilievi nel sistema di scarico del motore.

0.9

1.0

1.1

1.2

1.3

1.4

1.5

1.6

0.0 0.2 0.4 0.6 0.8 1.0

Tempo / periodo

Pre

ssio

ne

[bar

]

Ingresso turbina

Uscita turbina

n = 1400 giri/minpme = 2.7 bar

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500Velocità di rotazione motore [giri/min]

Ma

Ingresso turbina - pieno carico

Uscita turbina - pieno carico

Ingresso turbina - carico parziale(rif. ciclo ECE15+EUDC)

Uscita turbina - carico parziale (rif.ciclo ECE15+EUDC)

0.00

0.02

0.04

0.06

0.08

0.10

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

Condizione operativa

Z

Condizioni operative riferiteal ciclo ECE15 + EUDC

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Tale ipotesi inoltre può a maggior ragione essere estesa agli altri componenti che si trovano a valle dellaturbina come confermato dai rilievi sperimentali sviluppati.

2.3.2 - Considerazioni sulla comprimibilità del fluidoDall'indagine sperimentale finalizzata allo studio dei fenomeni instazionari nel sistema di scarico di un MCIDiesel sovralimentato di taglia automobilistica è stato possibile trarre alcune conclusioni sulle caratteristichedel flusso con particolare riferimento alla comprimibilità di esso.

È noto infatti che il flusso viene considerato comprimibile se il numero di Mach Ma (rappresentativo delrapporto fra le forze di inerzia e quelle elastiche) è sufficientemente grande, o più esattamente se il suovalore è superiore a 0.3 [26, 27]. Dalle misure effettuate sul MCI Diesel in esame è stato possibile stimare ivalori medi del numero di Mach in alcune sezioni del sistema di scarico. I valori riportati in fig.2b sonorelativi alle sezioni di misura all’ingresso ed all’uscita della turbina di sovralimentazione e corrispondono acondizioni di pieno carico ed a differenti livelli della velocità di rotazione del motore, nonché a condizionioperative a carico parziale del motore riferite ai cicli di guida ECE15+EUDC (par.3.2).

È immediatamente rilevabile come il valore di Ma, relativo al flusso medio all’ingresso ed all’uscitadella turbina, sia generalmente non superiore a 0.2, con valori inferiori nella sezione a valle della macchina.Sulla base dei livelli medi rilevati, si potrebbe concludere che la struttura del flusso non è significativamenteinfluenzata da effetti gasdinamici: il fluido si comporterebbe come incomprimibile e quindi il valore delnumero di Mach potrebbe essere in prima approssimazione trascurato per la caratterizzazione del campo dimoto in tali sezioni del sistema di scarico del motore.

Occorre tuttavia osservare che nel caso di flussi pulsanti (tipici dei sistemi di scarico dei MCI) laprecedente condizione non è sufficiente per poter giungere alla conclusione anzidetta, in quanto la presenzadi oscillazioni di pressione sovrapposte al flusso medio può rendere la comprimibilità del fluido nontrascurabile. In particolare ciò si verifica [27] se il tempo di permanenza del fluido all'interno delcomponente, esprimibile attraverso il termine U/L (v. simbologia), è confrontabile con la durata deifenomeni tempovarianti legati all'instazionarietà del flusso, rappresentata dal termine (1/c2)(p/t).

Per oscillazioni di pressione di ampiezza p caratterizzate da una frequenza f si ha [27]:

(p/t) p f.

Combinando opportunamente le precedenti due equazioni si può quindi individuare un termine fattore Zcosì definito:

ULf

MaUp

Z 22

che consente di valutare, nel caso di flussi pulsanti periodici, l’importanza dell’effetto della comprimibilitàsulle caratteristiche del flusso. Isolando opportunamente i fattori presenti nel parametro Z è possibiledistinguere il termine p/U2 rappresentativo dell’importanza delle fluttuazioni di pressione rispetto al flussomedio, il termine Ma2 che tiene conto della comprimibilità del fluido ed il rapporto (L f)/U, noto altresìcome numero di Strouhal (S) [27], che equivale ad un rapporto tra il tempo di residenza del fluido all’internodel componente ed il periodo dell’oscillazione di pressione, essendo:

S = (L f)/U = (L/U)/(1/f).

Nel caso di flussi pulsanti periodici, pertanto, se Z<<1 risulta trascurabile l’effetto combinato dellepossibili cause che possono mettere in evidenza le caratteristiche di comprimibilità del fluido.

A partire dagli andamenti della pressione istantanea misurati nel sistema di scarico del motore è statopossibile calcolare i livelli del parametro Z nelle condizioni operative oggetto di indagine. Per lunghezzecaratteristiche dei componenti pari a L 0.3 m, tipiche degli elementi presenti nel sistema di scarico dimotori di taglia automobilistica, si sono ottenuti valori di Z<<1. Nella fig. 2c sono riportati i valori di Zcalcolati a monte turbina relativi ad alcuni rilievi effettuati nell'ambito della campagna di prove sul MCIDiesel oggetto di studio (condizioni operative riferite al ciclo di omologazione). È evidente che lacomprimibilità indotta nel flusso dalle oscillazioni di pressione è in tale sezione trascurabile ai fini dellastruttura del campo di moto, e questo è confermato in ogni altra sezione del sistema di scarico a valle della

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turbina, in quanto i valori di Ma e delle ampiezze delle pulsazioni (termini fortemente influenzanti il valoredel parametro Z) tendono a ridursi in tali porzioni del circuito.

Da queste considerazioni si può concludere che la struttura del campo di moto nella parte del circuito discarico a valle della turbina di sovralimentazione può essere approssimata con quella di un flussoincomprimibile. Considerando questi risultati, ne consegue che in un motore sovralimentato a gas di scarico,gli effetti della comprimibilità e dell'instazionarietà del flusso non sembrano influenzare il comportamentodei componenti a valle della turbina di sovralimentazione e di conseguenza un eventuale catalizzatore osilenziatore può essere considerato attraversato da un flusso stazionario incomprimibile.

Il fatto che il valore di Ma possa essere trascurato all’ingresso ed all’uscita di un elemento del circuitodi scarico, non implica necessariamente che ciò possa essere esteso anche all’interno dell’elemento stesso.Mentre ciò è in genere verificato per silenziatori e catalizzatori [28], per le turbine di sovralimentazione, ivalori del numero di Ma, relativo al campo di moto del fluido all’interno della macchina, risultano esserespesso elevati, assai maggiori di quelli valutati all’ingresso o all’uscita; a seguito dell’espansione che si hanei condotti statorici e rotorici, il valore di Ma può infatti aumentare rendendo significativi gli effetti legatialla comprimibilità del fluido [29].

3 - STUDIO DEI PROCESSI ALL'INTERNO DEL CILINDRO

Con riferimento alla seconda linea di ricerca sviluppata in ambito PFT2, gli studi più recenti condottidall'Unità Operativa operante presso il DIMSET sono stati dedicati all'esecuzione di una estesa attivitàsperimentale per il rilievo di diagrammi indicati di pressione all'interno di un cilindro di un propulsore Dieselad iniezione diretta sovralimentato di taglia automobilistica. Attraverso l'elaborazione delle misure sivolevano in primo luogo approfondire due aspetti: la valutazione delle perdite meccaniche e del rendimentomeccanico del propulsore e l'analisi degli effetti indotti dalla variazione dei parametri operativi del motore(velocità di rotazione, carico e frazione di gas di scarico ricircolata) sui processi di combustione.

Ulteriore importante risultato dello studio è la definizione di correlazioni per il calcolo, rispettivamente,delle perdite meccaniche (o del rendimento) [30] e della legge di rilascio di calore in funzione delleprincipali variabili di funzionamento del propulsore. Queste correlazioni sono state integrate in un modello disimulazione dell'accoppiamento motore-sovralimentatore, orientato allo sviluppo di strategie di controllo eregolazione del motore [31], che permette la valutazione dei principali parametri di funzionamento delmotore e del gruppo di sovralimentazione in condizioni operative stazionarie [17].

L'attività sperimentale è stata sviluppata sul banco prova motori del DIMSET, mediante una serie dimisure di diagrammi indicati di pressione all'interno del cilindro condotte su un propulsore Diesel adiniezione diretta, di cilindrata pari a 1.9 l, sovralimentato a gas di scarico mediante un turbogruppo GarrettWGT15 dotato di turbina con valvola waste-gate, interrefrigerato ed equipaggiato con un sistema di ricircolodei gas di scarico non raffreddato. I gruppi sovralimentatori e le valvole EGR hanno rivestito particolareimportanza nell'attività svolta nell'ambito della prima linea di ricerca, con una estesa caratterizzazionefluidodinamica nella quale è stata approfondita, tra l'altro, l'influenza del dispositivo di controllo di questicomponenti sulle rispettive curve caratteristiche; una volta installati su motore, la regolazione della turbina disovralimentazione e del sistema EGR hanno grande influenza sulle prestazioni, sui consumi e sulle emissionidel propulsore [21, 22]: per questo motivo si è voluto estendere l'analisi delle interazioni tra il motore ed idue componenti anche al processo di combustione.

Per l'esecuzione delle prove al banco, il turbogruppo ed il sistema EGR sono stati controllati mediantedue sistemi pneumatici indipendenti, che consentono di impostare il valore del grado di apertura della waste-gate e della frazione di gas ricircolati fEGR. Le misure sono state condotte in due fasi, la prima finalizzata allavalutazione del rendimento meccanico, la seconda all'analisi dell'influenza della velocità di rotazione delmotore, del carico, dell'EGR e della regolazione della turbina sulla combustione in corrispondenza dicondizioni operative del propulsore particolarmente significative (par.3.2), sia a carico parziale che a caricomassimo. L'elaborazione ha quindi consentito di analizzare ed approfondire gli aspetti precedentementerichiamati: nel presente lavoro verranno presentati alcuni dei risultati relativi allo studio dei fenomeni dicombustione e della legge di rilascio di calore, rimandando invece a [30] per l'analisi relativa alle perditemeccaniche e la definizione delle relative correlazioni.

3.1 – Sistema di misura, modalità di prova ed elaborazione dei datiIl banco prova motori del DIMSET, allestito nell'ambito del PFT2 [14, 15], consente la misura dei principaliparametri operativi del motore e del gruppo di sovralimentazione in condizioni stazionarie ed è dotato di un

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sistema automatico di acquisizione ed elaborazione dei dati e di un sistema per l’analisi delle concentrazionivolumetriche di inquinanti allo scarico del propulsore (CO, CO2, NOx ed HC); la fumosità allo scarico delmotore è rilevata tramite un fumosimetro a campionamento variabile [32].

Per il rilievo dei diagrammi indicati, la configurazione del sistema di misura è stata integrata mediantela strumentazione necessaria alle misure di pressione all'interno del cilindro, comprendente un trasduttore dipressione piezoelettrico raffreddato collegato ad un amplificatore, un encoder incrementale fotoelettrico conil relativo alimentatore, un oscilloscopio con memoria digitale per la visualizzazione ed il campionamentodei segnali provenienti dai due strumenti ed un calcolatore per la gestione dell'oscilloscopio, l'archiviazionedei dati misurati e la loro successiva elaborazione [30].

Il sistema di misura utilizzato è simile a quello descritto in un precedente lavoro [16], al quale sirimanda per maggiori dettagli: unica, ma sostanziale, differenza è l'utilizzazione di un sensore di pressioneraffreddato al posto di un modello non refrigerato, che aveva evidenziato evidenti limiti, soprattutto riguardola resistenza allo shock termico [33, 34]. L’installazione del nuovo sensore di pressione è stata effettuatautilizzando la sede delle candelette di preriscaldamento del motore, opportunamente lavorate in modo daottenere dimensioni (lunghezza e diametro) del condotto che pone in comunicazione la camera dicombustione con il diaframma dello strumento più favorevoli alla riduzione dei disturbi dovutiall’oscillazione del fluido presente in esso [35]; tali dimensioni sono risultate entrambe pari a circa 6 mm.

L'encoder incrementale fotoelettrico, collegato meccanicamente all’albero motore, fornisce due segnali,relativi rispettivamente alla rotazione dell'albero motore ed alla posizione del PMS del cilindro strumentato,utilizzato come riferimento di fase nell’esecuzione delle misure e come impulso di trigger per l'avviodell’acquisizione mediante l’oscilloscopio. L'individuazione del PMS è stata effettuata con la proceduraproposta in [34, 36], rilevando l'angolo di manovella corrispondente alla pressione massima nel cilindro inassenza di combustione e sottraendo ad esso il valore dell'angolo di perdita termodinamico stimato per viateorica [37, 38]: lo scostamento così ottenuto tra la reale posizione del PMS e quella individuata dall'encoder,è stato utilizzato in fase di elaborazione per correggere opportunamente l'associazione angolare con i dati dipressione.

Per la misura dei diagrammi indicati di pressione sono state utilizzate due modalità di acquisizione: laprima consente rilievi relativi all’intero ciclo del motore, con frequenza di campionamento dell'oscilloscopiopari a 20 o 40 kHz, mentre la seconda (con frequenze di campionamento di 100 o 200 kHz) permette invecedi visualizzare sull'oscilloscopio ed acquisire, mediante una opportuna gestione del segnale di trigger, unintervallo angolare pari ad una rotazione dell'albero motore di 120180 gradi in corrispondenza della partefinale della corsa di compressione, della combustione e dell’espansione, per una analisi più dettagliata diqueste fasi ed un calcolo più accurato del rilascio di calore [34].

La seconda modalità è stata utilizzata per le schermate acquisite durante l'attività relativa allo studio delprocesso di combustione, mentre la prima è stata impiegata per ogni condizione operativa considerata: per lavalutazione del rendimento meccanico è ovviamente necessario disporre dell'intero ciclo per poter calcolareil lavoro e la pressione media indicati, mentre nell'elaborazione delle schermate relative alla solacombustione il riferimento assoluto può essere definito sulla base di un ciclo completo.

I trasduttori piezoelettrici utilizzati per queste misure, infatti, sono di tipo relativo e forniscono quindisegnali proporzionali alle variazioni di pressione, richiedendo l’impostazione di un valore di riferimento: nelcaso di diagrammi completi uno dei metodi comunemente utilizzati [39] consiste nell’imporre che, incorrispondenza del PMI alla fine della corsa di aspirazione del motore, la pressione all'interno del cilindro siapari al valore della pressione nel condotto di aspirazione, misurata mediante un trasduttore di pressioneassoluto, poichè in tale istante l’elevato valore del coefficiente di efflusso della valvola e le basse velocità delfluido in ingresso garantiscono una contenuta perdita di carico attraverso la luce di aspirazione [39]. Nel casoinvece di schermate relative alla combustione, l’acquisizione inizia circa 30 gradi prima del PMS alla finedella corsa di compressione: il valore di riferimento è la pressione in corrispondenza dello stesso angolo dimanovella ricavata da un diagramma completo relativo alla stessa condizione operativa.

Unitamente alla conversione analogico/digitale dei dati ed al calcolo del valore assoluto delle pressionimediante l’impostazione del valore di riferimento, l'elaborazione permette di filtrare il segnale di pressioneacquisito, operazione necessaria per l'eliminazione dei disturbi dovuti alle oscillazioni del fluido nel condottodi misura che pone in collegamento l’elemento sensibile del trasduttore con la camera di combustione edeseguita mediante una procedura numerica basata sulle medie mobili centrate su tre valori [40].

I codici di acquisizione ed elaborazione dei dati (a partire dalla conversione dei valori acquisitidall'oscilloscopio sino ad arrivare al calcolo del rendimento meccanico e della legge di rilascio di calore edalla definizione delle relative correlazioni) sono stati completamente sviluppati presso il DIMSET, inlinguaggio Fortran od in ambiente Matlab.

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Per ciascuna condizione operativa considerata, parallelamente all'acquisizione del diagramma indicatodi pressione, è stata effettuata anche la misura dei principali parametri operativi del propulsore (velocità dirotazione, coppia effettiva, portata di aria e di combustibile, concentrazioni volumetriche delle emissioniinquinanti allo scarico, fumosità, frazione di gas ricircolati, ecc.).

3.2 – Scelta delle condizioni operative sperimentaliPer lo studio dei processi di combustione si è ritenuto opportuno privilegiare le modalità di funzionamentocorrispondenti alla effettiva utilizzazione del motore ed all'impiego del dispositivo di ricircolo dei gas discarico: a tale scopo si è fatto riferimento alle condizioni operative relative all'esecuzione dei cicli di guidaECE15+EUDC. Note le principali caratteristiche costruttive della vettura su cui è installato il motore, èpossibile definire una serie di modi operativi stazionari, caratterizzati da velocità di rotazione n e pressionemedia effettiva fissate, riproducibili sperimentalmente sul propulsore installato al banco dinamometrico ecorrispondenti al suo funzionamento su veicolo nell’esecuzione dei cicli di omologazione [22, 31]; i modidel ciclo in transitorio vengono riprodotti in termini di valori medi di n e pme.

L'utilizzazione del ricircolo dei gas di scarico non è estesa all'intero campo operativo del motore, ma èlimitata proprio alla zona corrispondente ai cicli di guida [21, 32], per non penalizzare le prestazionimassime del propulsore e non incrementare eccessivamente i livelli di fumosità allo scarico. Nella tab.1 sonoriportati i valori di n e pme relativi ai punti sperimentali considerati per questa serie di misure, nonché ilivelli di EGR in corrispondenza dei quali sono stati misurati i diagrammi indicati di pressione (tre diversilivelli, oltre alla condizione senza ricircolo). Dalla tabella è possibile rilevare che, per garantire unasufficiente validità alla correlazione per il calcolo della legge di rilascio di calore, sono state comunqueconsiderate condizioni operative anche al di fuori del campo di intervento dell'EGR.

Massimo carico Carico parziale (con EGR)Velocità di rotazione

motore [giri/min]pme[bar]

Velocità di rotazionemotore

[giri/min]

pme[bar]

Frazione di gas ricircolatifEGR [%]

1500 8.7 1550 * 2.0 0.0 12.3 32.9 41.32000 14.2 1800 * 0.4 0.0 9.3 13.8 35.32500 13.1 1800 2.0 0.0 10.9 27.1 34.93000 11.5 1800 * 4.0 0.0 5.7 15.1 27.33500 10.4 1900 * 6.2 0.0 1.9 7.8 18.94000 9.0 2000 2.0 0.0 6.2 19.6 35.5

2000 4.0 0.0 2.7 17.6 29.92000 6.0 0.0 11.5 - -

Carico parziale (senza EGR) 2000 8.0 0.0 7.0 - -2000 10.0 2250 * 0.7 0.0 7.5 25.8 39.02000 12.0 2250 2.0 0.0 6.9 17.8 31.53000 2.0 2250 4.0 0.0 5.4 16.5 28.03000 4.0 2430 * 4.7 0.0 2.5 11.3 24.13000 6.0 2500 2.0 0.0 5.6 17.2 31.63000 8.0 2500 4.0 0.0 5.0 16.1 26.03000 10.0 2700 * 8.3 0.0 1.7 4.1 11.8

Tab.1 - Condizioni operative sperimentali (* = condizioni relative al ciclo di guida ECE15 + EUDC)

In questa fase dell'attività sperimentale le prove sono state condotte mantenendo chiusa la valvolawaste-gate del sovralimentatore (ad eccezione delle condizioni con n = 3000 giri/min e pme > 8 bar, per lequali la pressione di sovralimentazione superava il livello massimo consentito, pari a circa 2 bar assoluti).

Il valore della frazione di gas ricircolati fEGR, definita come rapporto tra la portata di gas ricircolati e laportata totale evolvente nel motore, è stato calcolato attraverso la valutazione del rapporto tra leconcentrazioni di anidride carbonica misurate nella carica aspirata dal motore (aria + gas ricircolati) e nei gasdi scarico [41]. Per ogni modalità di funzionamento il valore massimo di fEGR è stato impostato tenendoconto di un limite di fumosità FSN = 5 (indice di fumosità espresso come Filter Smoke Number, variabile tra0 e 10); il valore minimo è stato invece determinato in corrispondenza della prima sensibile variazione della

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concentrazione di CO2 nella carica aspirata; tra i due precedenti livelli è stato quindi definito un valoreintermedio.

3.3 – Influenza della velocità di rotazione e del carico del motore sulla pressione esul rilascio di calore

L'andamento della pressione massima del ciclo sul piano operativo del motore, derivato dall'analisi dei rilievisperimentali finalizzati alla valutazione delle perdite meccaniche, è riportato in [30]: a velocità di rotazionecostante i valori misurati aumentano con il carico, a causa dell'incremento sia della portata di combustibileiniettato sia dell'entalpia disponibile per la turbina di sovralimentazione e, di conseguenza, delle pressioni dimandata del compressore e di aspirazione del motore. Analogamente, a parità di pme, la pressione massimaaumenta con la velocità di rotazione del motore, in quanto si verifica un incremento della massa dicombustibile iniettata ad ogni ciclo, della pressione all’aspirazione del motore e della massa d'aria aspirataper ogni ciclo (e quindi delle pressioni all’interno del cilindro).

L’elaborazione dei dati relativi ai diagrammi indicati di pressione ha permesso di ricavare l’andamentodel rilascio di calore sperimentale (X/)s per ogni condizione operativa considerata, quindi con velocità dirotazione del motore, pressione media effettiva e frazione di gas ricircolati fissate; X indica la quantità dicalore rilasciato per una rotazione dell’albero motore pari a , adimensionalizzata rispetto alla quantità dicalore totale rilasciata nel ciclo.

La relazione utilizzata per la valutazione di (X/)s è stata ricavata applicando il primo principio dellatermodinamica al fluido contenuto nel cilindro, considerato un gas perfetto, nell’ipotesi di combustionecompleta e trascurando le variazioni di massa dovute all’iniezione di combustibile [25]; ulteriori ipotesi sonoquelle relative alla portata di aria all’aspirazione del motore ed alla portata di combustibile iniettata, misurateal banco dinamometrico rispettivamente mediante un misuratore a flusso viscoso e ad uno gravimetrico, chesono state ripartite in parti uguali tra i quattro cilindri. Il rilascio di calore è stato quindi stimato sulla basedell’andamento sperimentale della pressione in camera di combustione, del volume istantaneo del cilindrocorrispondente a ciascun valore di pressione misurato (calcolato in funzione dell’angolo di manovella e deidati geometrici del propulsore [25]) nonché del calore ceduto al refrigerante, valutato con la correlazione diWoschni [42].

Gli andamenti del rilascio di calore istantaneo calcolati per alcune delle condizioni operative consideratesono riportati in fig.3; i profili sperimentali evidenziano l’influenza del carico del motore sulla legge dirilascio a parità di velocità di rotazione (n = 3000 giri/min): il picco iniziale del rilascio si riduceall’aumentare della pressione media effettiva, sino a quasi scomparire per le due condizioni a carico piùelevato; ciò comporta una diminuzione dell’entità della fase premiscelata della combustione e del rapporto dicombustione (rapporto tra la quantità di combustibile bruciata nella fase premiscelata mp e la quantità dicombustibile bruciata totale mt) che passa da un livello pari a 0.33 (pme = 2 bar, fig.3-a) a 0.07 (pme max,fig.3-d). Tale comportamento può essere giustificato dall’andamento del ritardo all’accensione, chediminuisce all’aumentare del carico del motore a causa dell'incremento dei valori di temperatura e pressioneall'interno del cilindro nel periodo di ritardo; altri parametri entrano però in gioco, in particolare la fasaturadell'iniezione (l'angolo di anticipo aumenta con il carico a parità di velocità di rotazione), la legge e la duratadi iniezione e quindi la quantità di combustibile iniettato nella fase di ritardo, la pressione e la temperatura diaspirazione; poiché l'alzata dello spillo e la pressione nei condotti di alimentazione del combustibile a montedegli iniettori non sono stati misurati nell'ambito di questa campagna di prove, non è possibile approfondireulteriormente l'argomento.

Un altro effetto evidenziato dall'analisi della fig.3 è la maggiore durata della combustione per i carichipiù elevati: tale estensione è infatti pari a poco più di 30 gradi di angolo di manovella per pme = 2 bar,mentre vale circa 45 gradi a massimo carico.

L'influenza della velocità di rotazione del motore a parità di carico è analoga per quanto riguarda ilpicco iniziale di rilascio nella fase premiscelata, che diminuisce al crescere di n; per la durata di combustioneoccorre distinguere tra l'estensione temporale, che si riduce quando n aumenta, e quella angolare, che invececresce. A parità di carico, la massa di combustibile iniettata ad ogni ciclo e la quantità bruciata nella fasediffusiva aumentano con n, a seguito della riduzione del ritardo all'accensione e del rapporto : questifenomeni tendono a prolungare la combustione, mentre la maggiore turbolenza all'interno del cilindro,dovuta all'incremento della portata volumetrica di aria aspirata e della sua velocità, fornisce un contributo inverso opposto, favorendo il miscelamento tra aria e combustibile [43], così come la più elevata pressione diiniezione del combustibile [2], che ne migliora la polverizzazione.

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Fig.3 - Influenza del carico motore sul rilascio di calore

3.4 – Sviluppo di una correlazione per il calcolo della legge di rilascio di calore inassenza di EGR

La correlazione sviluppata, del tipo a singola zona, è basata sulla trattazione proposta da Watson [44] perl’applicazione ad un motore Diesel “medium-speed” non equipaggiato con sistema EGR e permette lavalutazione della legge di rilascio di calore in funzione delle condizioni di funzionamento del propulsore; inuna prima fase sono stati considerati solamente i diagrammi misurati in assenza di EGR, per definire unaprima correlazione da confrontare con quella di Watson.

Partendo dall’andamento del rilascio sperimentale per la condizione operativa considerata, i dati sonostati ulteriormente elaborati per la determinazione dei coefficienti che compaiono nell’espressione dellalegge di rilascio di calore teorica (X/)t [44]:

(X/)t = · fp () + (1 - ) · fd ()

dove è il rapporto di combustione introdotto precedentemente, mentre fp () e fd () rappresentanorispettivamente i contributi della fase premiscelata e di quella diffusiva della combustione, esprimibilimediante le [44]:

fp () = cp1 · cp2 · [( - i) / (f - i)](cp1 -1) · {1 - [( - i) / (f - i)]cp1}(cp2 -1) · [1 / (f - i)]

fd () = cd1 · cd2 · [( - i) / (f - i)](cd2 -1) · exp {-cd1 · [( - i) / (f - i)]cd2} · [1 / (f - i)]

Nelle due funzioni compaiono il valore dell’angolo di inizio combustione i e la durata dellacombustione (f - i). L'angolo di accensione è stato valutato considerando l'andamento misurato dellapressione nel cilindro: all'inizio della combustione il gradiente di pressione provoca una deviazionedall'andamento della curva di compressione (che avviene secondo una politropica con coefficiente compresotra 1.3 e 1.35, valutabile dai dati sperimentali); l'inizio della combustione può essere localizzato nel punto incui le due curve (sperimentale e politropica) cominciano a divergere significativamente [45].

I valori sperimentali della durata della combustione sono compresi tra 20 e 50 gradi di angolo dimanovella, valori paragonabili a quelli riportati in letteratura con riferimento alla tipologia di motore

0.00

0.02

0.04

0.06

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0.10

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350 360 370 380 390 400Angolo di manovella [gradi]

Rila

scio

dic

alo

re(

X/

[1/g

rad

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Sperimentale

Calcolato

n = 3000 giri/minpme = 2.0 barfEGR = 0

(a)

0.00

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Angolo di manovella [gradi]

Rila

scio

dic

alo

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X/ )

[1/g

rad

o]

Sperimentale

Calcolato

n = 3000 giri/minpme maxfEGR = 0

(d)

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350 360 370 380 390 400


Rila

scio

dic

alo

re(

X/ )

[1/g

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o]

Sperimentale

Calcolato


(c)

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0.02

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0.12

350 360 370 380 390 400


Rila

scio

dic

alo

re(

X/

[1/g

rad

o]

Sperimentale

Calcolato


(b)

13

considerata [43, 45]; il termine della combustione viene fissato nell’istante in cui il rilascio di caloreistantaneo diventa nullo per la prima volta: se la misura del diagramma è effettuata correttamente, per angolidi manovella successivi il rilascio ed il suo integrale oscillano, rispettivamente, intorno al valore zero edintorno al livello (prossimo a uno) raggiunto alla fine della combustione [45]; valori dell’integralesignificativamente diversi da uno possono essere legati ad errori nella misura dell’angolo di manovella, ed inparticolare nella fasatura del segnale dell’encoder rispetto al PMS [36, 39], mentre se non viene raggiunto unvalore finale costante, a meno delle già citate oscillazioni, il trasduttore di misura presenta probabilmente unaderiva termica eccessiva [39].

Per il calcolo della correlazione Watson considerò un valore di durata molto elevato, 125 gradi,giustificando tale scelta con la necessità di garantire che la combustione fosse effettivamente terminata [44](Watson lavorava su motori di taglia maggiore rispetto a quelli per applicazioni automobilistiche, ma daigrafici riportati in [44] sembra comunque che le massime durate di combustione siano di poco superiori ai 60gradi). Per stabilire il valore della durata da utilizzare nella correlazione, le regressioni sui valori di (X/)s

necessarie alla determinazione del fattore e dei coefficienti cp1, cd1 e cd2 per ogni condizione operativasperimentale, sono state effettuate considerando cinque diversi valori: 60, 80, 100, 125 gradi e quelloeffettivo. I risultati delle regressioni si sono rivelati praticamente coincidenti nei vari casi, ed è quindi statoscelto un valore della durata di combustione pari a 60 gradi, costante per ogni condizione operativa in mododa semplificare l'utilizzo della correlazione. Infine per il secondo coefficiente della fase premiscelata, cp2, èstato imposto un valore costante pari a 100, ottenuto dalla media dei valori di cp2 calcolati con una primaserie di regressioni sui dati sperimentali di rilascio. La scelta di un valore costante semplifica la definizionedella correlazione senza penalizzare i valori dei coefficienti di correlazione ottenuti per le regressioni sulrilascio, compresi nell'intervallo 0.960.98.

Nell'ambito dell'attività sperimentale non sono state effettuate misure relative all'alzata dello spillodell'iniettore: questo non permette di determinare direttamente il ritardo all'accensione, come differenza tragli istanti di inizio dell'iniezione e di accensione; per ovviare a ciò si è fatto riferimento alla fasaturadell'iniezione fissata dal costruttore del motore, che ha permesso di calcolare il valore nominale dell'iniziodell'iniezione e quindi, una volta determinato l'angolo di inizio della combustione con la procedura espostaprecedentemente, il ritardo all'accensione; tale procedura è approssimata, perché non tiene conto delcomportamento reale degli iniettori.

Nel modello di simulazione [17], il ritardo all'accensione a è calcolato mediante una correlazioneteorica scelta tra quelle disponibili in letteratura (Hardenberg e Hase, Wolfer o Shipinski [43, 44]). E’ statoverificato che quella proposta da Wolfer, con i coefficienti riportati in [25], permette di stimare con maggioreprecisione i valori ottenuti dall'attività sperimentale.

Dopo aver valutato , cp1, cd1 e cd2 con cp2 = 100 per ogni condizione operativa sperimentale consideratacon fEGR = 0, sono state determinate le funzioni che esprimono il legame analitico tra i quattro coefficienti edi principali parametri operativi del motore (velocità di rotazione n, rapporto aria-combustibile e ritardoall'accensione a). Le variabili indipendenti della correlazione sono le stesse utilizzate in [44], ad eccezionedi che ha sostituito la ricchezza relativa della miscela . Le funzioni definite da Watson [44] e quellesviluppate nel presente lavoro sono riportate in tab.2.

Watson DIMSET = 1 - 0.95 · 0.41 / a

0.28 = 0.479 · exp [-117.69 · n 0.206 / ( 2.286 · a1.338)]

cp1 = 2.0 + 1.25 · 10-8 · (n · a) 2.4 cp1 = -24.864 + 23.776 · a0.0152 · n 0.0137 · 0.00318

cp2 = 5000 cp2 = 100cd1 = 16.67 · (1 / ) 0.6 cd1 = 0.0432 · a

0.828 · n 0.521 · 0.710

cd2 = 1.2 · cd10.13 cd2 = 0.00541 · exp (3.466 · a

0.059 · n 0.0703 · 0.0118)

Tab.2 - Correlazioni per il calcolo della legge di rilascio di calore.

Per la scelta di tali variabili è stata estesamente analizzata la dipendenza dei coefficienti da una serie digrandezze (oltre a quelle già indicate sono state prese in considerazione la portata d'aria aspirata, la pressionemedia effettiva, la pressione e la temperatura all'aspirazione, la pressione all'accensione); un vincolo allascelta delle variabili indipendenti è rappresentato dall'uso della correlazione nel modello di simulazionedell'accoppiamento motore-sovralimentatore, che richiede l'impiego di parametri forniti in input (velocità dirotazione n) o valutati ad ogni loop di calcolo [17].

14

Le funzioni consentono di riprodurre la legge di rilascio di calore teorica per ogni punto difunzionamento del motore e, applicando nuovamente il primo principio della termodinamica, di calcolarel’andamento della pressione nel cilindro durante la combustione.

I coefficienti di correlazione delle regressioni, di tipo non lineare, valgono 0.910, 0.815, 0.857 e 0.876,rispettivamente per le funzioni relative a , cp1, cd1 e cd2. Nonostante i valori non siano elevati, il confrontotra i dati calcolati sulla base della correlazione e quelli sperimentali sembra soddisfacente, sia per quantoriguarda il rilascio di calore sia per quanto riguarda le pressioni all'interno del cilindro, come evidenziatodalle figure 3 e 4, che rappresentano rispettivamente il rilascio di calore istantaneo per quattro condizioni conn = 3000 giri/min e carico crescente (fig.3) ed il rilascio di calore per due condizioni a diverse velocità dirotazione (n = 1800 e 2500 giri/min) e carico (pme = 0.4 e 4.0 bar) unitamente ai corrispondenti andamentidella pressione (fig.4).

Fig.4 - Confronto tra rilascio di calore ed andamento della pressione nel cilindro sperimentali e calcolati

Gli scostamenti tra l'istante di accensione sperimentale e teorico (figg.3-d e 4-b) sono probabilmentedovuti ad errori nella valutazione del ritardo all'accensione. Le maggiori differenze nel calcolo del rilascioriguardano la valutazione dei valori massimi nella fase premiscelata ed in quella diffusiva (figg.3-c e d); ilsecondo errore è più importante in quanto non consente di valutare correttamente il valore massimo dellapressione nel ciclo, mentre il primo non sembra avere eccessiva influenza in questo senso.L'approssimazione nel calcolo della legge di rilascio e dell'andamento della pressione nel cilindro cresce perle condizioni a carico più elevato (figg.3-c e d): ciò potrebbe essere dovuto al fatto che il numero dicondizioni sperimentali con pme > 9 bar è limitato rispetto alle altre (tab.1). Le oscillazioni nell'andamentodel rilascio sperimentale (che potrebbero forse essere eliminate filtrando maggiormente i dati di pressionemisurati) non sono ovviamente riprodotte dalla legge teorica, ma non sembrano comunque avere influenzanel calcolo della pressione.

3.5 – Influenza del ricircolo dei gas di scarico sulla combustioneLa tecnica del ricircolo dei gas di scarico è ormai comunemente utilizzata per ridurre le emissioni di NOx neiMCI Diesel utilizzati nella trazione stradale [43, 46]; i suoi effetti sono stati ampiamente indagati perspiegare i meccanismi che portano alla variazione delle emissioni allo scarico: a tale proposito, mentre vi èpiena concordanza sulla descrizione dei fenomeni, maggiori divergenze si riscontrano tra i risultati e le

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355 360 365 370 375 380 385 390Angolo di manovella [gradi]

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o]

Sperimentale

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Sperimentale

Calcolato


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350 360 370 380 390 400 410 420


Pre

ssio

ne

cilin

dro

[bar

]

Sperimentale

Calcolato


(c)

15

interpretazioni proposte dai vari Autori sulla importanza relativa di tali effetti, a conferma che lo studio dellacombustione nei MCI Diesel è particolarmente complesso. L'attivazione del ricircolo comporta lasostituzione di parte dell'ossigeno aspirato con anidride carbonica e vapore d'acqua: ciò può influenzare ilprocesso di combustione nei seguenti modi [47, 48]: riduzione della temperatura della fiamma dovuta all'aumentata capacità termica della carica aspirata

(effetto termico); diminuzione della concentrazione di ossigeno dovuta alla diluizione della carica aspirata (effetto di

diluizione); dissociazione dei componenti ricircolati, con formazione di radicali liberi che possono partecipare alla

combustione (effetto chimico); aumento della temperatura di aspirazione dovuto alla introduzione, nel caso di EGR non raffreddato, di

gas combusti caldi (effetto della temperatura della carica aspirata); variazione della struttura della fiamma con alterazione della durata di combustione; aumento della concentrazione di inquinanti all'aspirazione.

Come è noto, questo insieme di effetti comporta la riduzione degli NOx e l'aumento del particolato,degli HC e del CO allo scarico del motore [43, 46, 47]: secondo quanto riportato in [47], la maggioreinfluenza sarebbe dovuta all'effetto termico e quindi alla riduzione della temperatura della fiamma associataall'attivazione dell'EGR [49]. A conclusioni differenti sono giunti però altri Autori, tra i quali [48], cheattribuiscono invece importanza preponderante all'effetto di diluizione; in [50], infine, entrambi gli effettisono considerati ugualmente determinanti per la riduzione degli ossidi di azoto; l'efficacia di questa tecnica ècomunque dovuta principalmente all'effetto termico ed a quello di diluizione, la cui importanza relativa puòessere probabilmente legata alla tipologia di propulsore considerata (a precamera [47] o ad iniezione diretta[48, 50]).

Gli effetti provocati da un sistema di ricircolo non raffreddato sui principali parametri di funzionamentodi un MCI Diesel, con particolare riferimento al motore oggetto delle prove, sono riportati in [22, 32, 41] epossono essere così sintetizzati: le pressioni all'aspirazione del motore ed all'ingresso della turbina di sovralimentazione presentano un

andamento decrescente all'aumentare di fEGR, mentre i livelli di temperatura corrispondenti aumentano, aseguito della miscelazione dei gas caldi con l'aria nel condotto di aspirazione; complessivamentel'entalpia disponibile all'ingresso della turbina si riduce, comportando una diminuzione della velocità dirotazione del turbogruppo e della pressione alla mandata del compressore, della portata di aria aspirata edel rapporto aria-combustibile, in quanto la portata di combustibile iniettato non varia sensibilmente confEGR [21, 22, 32, 41];

le concentrazioni volumetriche di ossigeno ed ossidi di azoto allo scarico si riducono, mentre leconcentrazioni di anidride carbonica, idrocarburi incombusti e monossido di carbonio e la fumosità alloscarico aumentano con fEGR. Analogo comportamento presentano le emissioni specifiche delle variesostanze considerate e di particolato (valutato sulla base del rilievo di fumosità [22]), ad eccezione dellaCO2 che resta praticamente costante, analogamente al consumo di combustibile.

Con riferimento a due condizioni operative del ciclo ECE15+EUDC (n = 1800 giri/min, pme = 0.4 bar,corrispondente ad una velocità della vettura di 15 km/h, e n = 1900 giri/min, pme = 6.2 bar, corrispondentead una velocità di 60 km/h) ed ai quattro livelli di EGR considerati (tab.1), in fig.5 sono riportati i valorimisurati della pressione nel cilindro e gli andamenti sperimentali del rilascio di calore, valutati con laprocedura descritta in 3.3.

Dai grafici è possibile evidenziare un aumento della durata della combustione all’aumentare di fEGR

dell'ordine di 2 o 3 gradi (figg.5-c e d): questo potrebbe essere dovuto alla variazione della struttura dellafiamma (lunghezza della fiamma, numero di siti di accensione e loro distribuzione spaziale, ecc.), che riducela velocità dei fenomeni di ossidazione nel caso di EGR funzionante [47]; in [49] viene rilevato come elevatilivelli di EGR (fino al 50%) a basso carico (n = 2000 giri/min, pme = 2 bar in un MCI Diesel ad iniezionediretta di 1.9 l di cilindrata ad accesso ottico) provochino una riduzione della luminosità e della temperaturadella fiamma (di circa 100 K), un aumento del numero di siti di autoaccensione e della loro dispersione nellospazio ed una maggiore frammentazione nella distribuzione della temperatura; questo viene attribuito ad unacrescente disomogeneità della carica aspirata all'aumentare del livello di EGR; non vengono però forniti datirelativi alla durata di combustione.

Analizzando gli andamenti del rilascio (figg.5-c e d), si rileva inoltre come, fissate n e pme, il valoremassimo del rilascio di calore nella fase premiscelata diminuisca all'aumentare del livello di EGR: questopotrebbe denotare che anche il ritardo all’accensione si riduca, in quanto il picco iniziale di rilascio è dovuto

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alla rapida ossidazione del combustibile iniettato fino all’istante di accensione; poichè il comportamentodella pompa di iniezione dipende solo dalla velocità di rotazione e dal carico del motore, l’anticipo e la leggedi iniezione possono essere considerati costanti per i quattro grafici riportati, a meno degli scostamenti difunzionamento: a conferma di ciò, i valori del rapporto di combustione mostrano una progressiva riduzioneall'aumentare della frazione di gas ricircolati. La riduzione del tempo di ritardo all'accensione nel caso diEGR non raffreddato, evidenziata anche in [48], è legata all'effetto della temperatura della carica aspirata,che compensa la diminuzione delle pressioni all’aspirazione del motore e nella fase di compressione causatadal ricircolo (figg.5-a e b).

Fig.5 - Influenza dell'EGR sulla pressione nel cilindro e sul rilascio di calore

La progressiva diminuzione della pressione all'aspirazione e del tempo di ritardo al crescere di fEGR sonoprobabilmente alla base della riduzione della pressione massima raggiunta in camera di combustioneevidenziata dagli andamenti in fig.5, in quanto decrescono sia le pressioni nella fase di compressione sia ilgradiente all'inizio della combustione; è invece difficile definire una eventuale influenza del valore massimodi rilascio nella fase diffusiva e della sua posizione angolare sui valori massimi di pressione.

L'analisi dell'influenza dell'EGR sui fenomeni di combustione è una premessa indispensabile alladefinizione di una correlazione per il calcolo della legge di rilascio di calore che tenga conto anche di questadiffusa tecnica di riduzione degli ossidi di azoto allo scarico del motore e simulare quindi validamente talifenomeni: le considerazioni svolte, opportunamente estese a tutte le condizioni operative considerate,consentiranno di sviluppare ulteriormente l'attività di simulazione per conseguire questo obiettivo.

4 – CONCLUSIONI E PROSPETTIVE DI SVILUPPO

L’estesa ricerca teorica e sperimentale sviluppata nell’ambito del PFT2 dall’U.O. del DIMSET ha permessodi conseguire alcuni risultati di sicuro interesse ed ha fornito spunti per un ulteriore approfondimento dellostudio sul miglioramento dei sistemi di aspirazione e scarico di MCI automobilistici.

L’indagine su componenti, già avviata in una fase precedente, ha riguardato la caratterizzazione, sia incondizioni di efflusso stazionario che in regime instazionario periodico, di alcuni elementi di frequenteutilizzazione nei circuiti di aspirazione e scarico dei MCI per applicazione stradale, quali compressori eturbine di gruppi turbosovralimentatori, plenum, giunzioni, nonché di sistemi e dispositivi dedicati al

0.00

0.02

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350 355 360 365 370 375 380 385 390 395


Rila

scio

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X/ )

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fEGR = 7.8%

fEGR = 18.9%

fEGR = 18.9%

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355 360 365 370 375 380 385 390


Rila

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X/ )

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] n = 1800 giri/minpme = 0.4 bar

(c)

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fEGR = 9.3%

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fEGR = 13.8%fEGR = 35.3%

fEGR = 0

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fEGR [%]

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340 350 360 370 380 390 400 410 420Angolo di manovella [gradi]

Pre

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ne

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]

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13.835.3


fEGR [%]

(a)fEGR

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contenimento ed all’abbattimento delle emissioni inquinanti (valvole EGR, catalizzatori, filtri perparticolato). La disponibilità di una sofisticata apparecchiatura di prova dedicata ha consentito di realizzareun ampio data base sperimentale costituendo un insieme di conoscenze, facilmente trasferibile, sulcomportamento stazionario ed instazionario di componenti del sistema di aspirazione e scarico. Nelcontempo sono stati messi a punto e validati modelli di previsione delle prestazioni degli elementi su cui si èconcentrato lo studio e si è sviluppato un modello di accoppiamento del complesso motore-sovralimentatoreche utilizza in input le curve caratteristiche dei diversi componenti del sistema definite sperimentalmente eche è stato strutturato per una applicazione a fini controllistici. Ciò anche grazie all’approfondimentosperimentale dell’influenza dei parametri di regolazione dei dispositivi di interesse (turbine disovralimentazione, sistemi EGR) sulle relative caratteristiche prestazionali.

Oltre all’analisi su componente isolato, in ambito PFT2 lo studio è stato esteso all’intero sistemamotore, allestendo un banco dinamometrico, completo nella strumentazione di misura, sul quale è statoinstallato un tipico MCI Diesel DI per impiego automobilistico. Ciò ha consentito non solo di disporre di unfeed-back di fondamentale importanza per le indagini su componenti, ma anche di estendere lo studio aiprocessi all’interno del cilindro, ed in particolare all’influenza degli elementi del sistema di aspirazione escarico e dei relativi dispositivi di controllo e regolazione sulle grandezze termodinamiche caratteristiche delciclo, soprattutto nell’ambito del processo di combustione.

Gli aspetti sopra citati sono stati oggetto di numerosi lavori scientifici, pubblicati in ambito nazionale edinternazionale e sono stati in buona parte richiamati in precedenti comunicazioni presentate a Convegniorganizzati dal PFT2 [14, 15, 16]. Nel presente lavoro sono stati presentati e discussi i risultati di alcuni piùrecenti sviluppi dell’attività di ricerca, con riferimento ai processi nel sistema di scarico ed all’interno delcilindro di un tipico MCI Diesel per impiego automobilistico.

I risultati ottenuti nell'ambito dello studio dei processi nel sistema di scarico hanno permesso dianalizzare aspetti e problematiche connessi con il comportamento fluidodinamico di un tipico circuito discarico di un MCI Diesel automobilistico turbosovralimentato. Da questa indagine sperimentale è statopossibile trarre alcune conclusioni sulle caratteristiche del flusso con particolare riferimento sia alla naturapulsante di questo che alla sua comprimibilità: in particolare l’analisi comparativa dei segnali di pressionerilevati all’ingresso ed all’uscita della turbina ha evidenziato come le onde di pressione subiscano, oltre aduna naturale riduzione del valore medio, un forte smorzamento ad opera della turbina rivelando un flussopressoché stazionario a valle della macchina. Inoltre, da una valutazione dei valori del numero di Machcalcolati in sezioni del sistema di scarico a valle della turbina è stato possibile concludere che, dati i limitativalori di tale parametro, la struttura del flusso non sembrerebbe significativamente influenzata da effettigasdinamici. È infine emerso, osservando le ridotte ampiezze delle oscillazioni di pressione a valle dellaturbina, che il possibile effetto di comprimibilità indotto nel flusso dall’instazionarietà di questo è, in taleparte del circuito di scarico, trascurabile ai fini della caratterizzazione del flusso. Si ritiene comunqueauspicabile estendere ulteriormente l'indagine a differenti condizioni di funzionamento del propulsore,nonché in differenti sezioni di misura del circuito di scarico al fine di ottenere una migliore e piùapprofondita comprensione dei fenomeni che si verificano in esso.

L'attività relativa al rilievo ed alla elaborazione dei diagrammi indicati di pressione ha consentito diapprofondire la conoscenza di alcuni fenomeni che si sviluppano all'interno del cilindro di MCI Diesel e diconseguire risultati di interesse relativamente alla descrizione di questi processi attraverso correlazionisemplificate, adatte ad essere utilizzate in modelli di simulazione per applicazioni relative al controllo deiMCI per autotrazione.

Dopo aver descritto il sistema di misura e le modalità di prova utilizzate ed aver presentato lemotivazioni che hanno guidato la scelta delle condizioni operative sperimentali, sono stati analizzati alcuni ditali risultati con particolare riferimento allo studio dell'influenza dei parametri operativi del motore e delsistema EGR (velocità di rotazione e carico del propulsore, frazione di gas di scarico ricircolata) sullosviluppo della combustione, cercando di giustificare tale influenza sulla base delle variabili di funzionamentodel motore (portata di aria aspirata, di combustibile iniettato e di EGR, rapporto aria-combustibile, pressioneall'aspirazione del motore, ritardo all'accensione, ecc.). Inoltre è stata proposta una correlazione per il calcolodella legge di rilascio di calore in funzione della velocità di rotazione del motore, del rapporto aria-combustibile e del ritardo all'accensione, con un confronto soddisfacente fra i dati di pressione e di rilasciosperimentali e calcolati.

L'elaborazione dei dati acquisiti nell'ambito dell'attività sperimentale è ancora in pieno sviluppo:ulteriori obiettivi sono infatti la definizione di una procedura per il calcolo della legge di rilascio di calore nelcaso di attivazione del sistema EGR e l'analisi dell'influenza del controllo dell'EGR e del dispositivo di

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regolazione della turbina di sovralimentazione sui fenomeni di combustione, basata su rilievi eseguitisuccessivamente a quelli presentati in questa memoria.

Infine un aspetto di grande importanza è quello relativo alla valutazione dell'influenza dei vari erroripresenti nelle misure dei diagrammi indicati, finalizzata sia all'analisi dell'affidabilità delle misure svolte edell'incertezza da cui sono affette, sia alla definizione di procedure ed accorgimenti che possono ridurre glierrori, da utilizzare nello svolgimento di nuove campagne di prova, applicando a propulsori di tipologiadifferente la metodologia di acquisizione ed elaborazione dei dati sviluppata.

SIMBOLOGIA

c celerità S numero di Strouhalf frazione massica, frequenza U velocità del flussom massa T periodon velocità di rotazione X rilascio di calorep pressione rapporto aria-combustibilepme pressione media effettiva rapporto di combustionet tempo ricchezza relativa miscelaFSN Filter Smoke Number angolo di manovellaL lunghezza caratteristica tempo di ritardoMa numero di Mach variazione

Apici e pedici

a accensione p premiscelatad diffusiva s sperimentalef fine combustione t teorico, totale, turbinai inizio combustione u uscitain ingresso EGR Exhaust Gas Recirculation

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