Motori a combustione Interna

Motori a combustione Interna
Carlo Beatrice

Libri di testo Motori a Combustione Interna per Autotrazione, Autori: Renato della Volpe, Mariano Migliaccio, Editore: Liguori 1995 Riedizione 2010 Internal Combustion Engine Fundamentals, J. B. Heywood, 1998 McGrawhill Motori endotermici, Dante Giacosa Il motore diesel veloce per la trazione stradale, Autori: Claudio Bertoli, Mariano Migliaccio, Editori: Rocco Curto Editore 1989

Argomenti del corso Caratteristiche e classificazione
Alimentazione aria nel motore a quattro tempi Sovralimentazione Caratteristiche dei combustibili Alimentazione combustibile nel motore Otto Iniezione di combustibile nel motore Diesel Moti della carica nel cilindro Combustione

Argomenti del corso Formazione e controllo degli inquinanti nei motori a combustione interna per accensione e Diesel Flussi di calore e sistemi di raffreddamento Uso efficiente dei motori a combustione interna La simulazione numerica nei motori a combustione interna Analisi sperimentale delle prestazioni di un motore a combustione interna.

Concetti fondamentali

Le logiche dello sviluppo dei motori
PRESTAZIONI AMBIENTE CONSUMI

Le logiche dello sviluppo dei motori Anni ‘60 e primi ‘70

Quadro Storico La FIAT 1.5L
Fiat 1.5L Capri Motore benzina 1.5L Potenza max 59 kW a 5200 rpm Coppia max 120 Nm

Le logiche dello sviluppo dei motori Gli Anni ’70 dopo la crisi economica

Quadro Storico Gli Anni ’70 dopo la crisi economica
Peugeot 204 berlina 1975 Motore Diesel 1.4L Potenza max 33 kW, 5500 rpm Coppia max 77 Nm da

Giulia Diesel 1976 Motore Perkins 1.8L Potenza max 38 kW, 4000 rpm Coppia max 110 Nm 6573 esemplari

VW Golf 1976 Motore Diesel 1.5L Potenza max 37 kW, 5000 rpm Coppia max 82 Nm da

Fiat 131, 1978 Motore Diesel SOFIM 2.5L Potenza max 53 kW, 4200 rpm Coppia max 141 Nm da

Le logiche dello sviluppo dei motori Gli Anni ’80

Quadro Storico Gli Anni ’80
VW Golf Turbodiesel, 1985 Motore 1.6L Potenza max 53 kW Coppia max 133 Nm da

Quadro Storico Gli Anni ’80 Iniezione Diretta
La FIAT presenta la prima vettura con motore a ciclo Diesel ad iniezione diretta nel 1986 FIAT Croma TD I.D. Motore 1.9L Potenza max 68 kW, 4200 rpm Coppia max 190 Nm

Quadro Storico Gli Anni ’90 Common Rail
L’Alfa Romeo 156 è la prima vettura equipaggiata con motore common rail nel 1997 Motore 1.9L e 2.4L Potenza max 77 e 100 kW, 4000 rpm Coppia max 255 e 310 Nm

Le logiche dello sviluppo dei motori Gli Anni ’90 le normative EURO
PRESTAZIONI AMBIENTE CONSUMI 14

Quadro Storico Gli anni 2000 Filtro per Particolato
La Peugeot 607 è stata la prima vettura equipaggiata con filtro anti particolato (FAP ovvero DPF) Ossido di Cerio da da

Le logiche dello sviluppo dei motori I trend attuali

Le normative EURO da

I nuovi trend Consumi ed Emissioni di CO2

Caratteristiche e classificazione
Modalità di Accensione: motori ad accensione comandata motori ad accensione per compressione Durata del ciclo: motori a 2 tempi motori a 4 tempi Principali grandezze geometriche alesaggio corsa cilindrata rapporto di compressione

Caratteristiche e classificazione
With increasing piston speed, the Mass forces, Wear, Flow resistance during intake, Friction, Noise also increase. The maximum permissible mass forces, in particular, limit the piston speed and hence the maximum rotational speed. On engines with internal mixture formation, i.e., diesel engines and SI engines with direct injection, the rotational speed is additionally limited by the time necessary for the mixture formation. In diesel engines, this is one of the reasons for the significantly lower maximum revs compared with an SI engine of a similar size.

Caratteristiche e classificazione Principali grandezze geometriche
alesaggio d: diametro del cilindro entro cui si muove lo stantuffo corsa c: spazio percorso dallo stantuffo nel suo moto alternativo tra le due posizioni estreme corrispondenti al PMS ed al PMI cilindrata V: differenza tra il volume massimo Vmax della camera di combustione (raggiunto con lo stantuffo al PMI) ed il volume minimo Vmin della camera di combustione (raggiunto con lo stantuffo al PMS): rapporto di compressione ε : rapporto tra Vmax e Vmin della camera di combustione (valori tipici sono per motori a ciclo Otto ε =8-12 , e per motori a ciclo Diesel ε =15-23.)

Compression ratio of modern engines In the SI engine, the C.R. is selected for optimum efficiency in part-load operation, whereas in full-load operation, the compression ratio is reduced to prevent knock. In the diesel engine, the C.R. is limited by the max cyl pressure (because of the component load). For diesel engines the geometric compression ratio for full load can be optimally selected between a high efficiency and a max component load. For reliable cold starting, the C.R. is set as high as possible.

specific power output Pl power-to-weight ratio mG Empirical values for specific power output and power-to-weight ratio

Caratteristiche e classificazione Schemi costruttivi
Accensione comandata 4T Accensione per compressione 4T

Accensione comandata 2T Accensione per compressione 2T

Sezione trasversale di un motore 4T raffreddato ad acqua Sezione trasversale di un motore 2T raffreddato ad aria

Accensione comandata 4T 6 cilindri a V AC 4T

A.C. 4T boxer 6 cilindri a V Diesel 4T

Schema raffreddamento a liquido Schema raffreddamento ad aria

Caratteristiche e classificazione Componenti principali
Blocco cilindri Testa

Caratteristiche e classificazione Componenti principali
Pistone e fasce / albero a gomiti Pistone e biella

Caratteristiche e classificazione Cicli ideali di riferimento – Ciclo Otto
Trasformazioni a pressione e volume costanti con vincolo su p2 Questo tipo di motori utilizza combustibili a bassa reattività. È quindi possibile immettere nella camera di combustione una miscela combustibile-comburente usualmente preformata all’esterno del motore, e successivamente comprimere tale miscela, senza che essa raggiunga condizioni di pressione e temperatura tali da innescare la combustione; l’inizio della fase di combustione avviene soltanto in seguito ad un comando esterno, usualmente rappresentato dallo scoccare di una scintilla elettrica, in grado di portare ad altissima temperatura la miscela circostante, avviando così le reazioni di combustione. L’unico vincolo risulta pertanto in questo caso quello di non superare a fine compressione un valore massimo di pressione p2 oltre il quale si avrebbe autoaccensione della miscela. L’“introduzione di calore” più conveniente risulta allora rappresentata dall’isocora v=v2, come appare evidente dalla figura in cui tale soluzione è confrontata con l’introduzione di calore lungo l’isobara p=p2 : a parità di calore Q1 introdotto, la soluzione a v=costante prevede infatti un minor calore Q2 ceduto al pozzo.

Caratteristiche e classificazione Cicli ideali di riferimento – Ciclo Diesel
Trasformazioni a pressione e volume costanti con vincolo su pmax Essendo il combustibile utilizzato ad alta reattività, si è costretti ad immetterlo all’interno del cilindro soltanto in corrispondenza dell’istante di inizio combustione, dal momento che esso è in grado di autoaccendersi spontaneamente a contatto con l’aria comburente portata ad alta temperatura dalla precedente fase di compressione. Non si hanno allora ovviamente limiti sulla pressione p2 di fine compressione, ma soltanto sulla pressione massima del ciclo pmax (al crescere di quest’ultima crescono infatti le sollecitazioni sugli organi meccanici, con la conseguente necessità di dover incrementare le masse alterne – stantuffo, spinotto, etc. -, provocando così un aumento delle forze di inerzia, che porta ad un ulteriore incremento delle sollecitazioni, nonché ad una maggior potenza dissipata per attriti). In tal caso l’“introduzione di calore” più conveniente del ciclo è rappresentata dall’isobara p= pmax, come si può osservare in figura dove tale modalità di introduzione del calore è confrontata con l’isocora che da luogo alla medesima introduzione di calore Q1 senza superare il valore limite di pmax.

Caratteristiche e classificazione Cicli ideali di riferimento
Chiusura inferiore dei cicli sul diagramma p-v. Chiusura inferiore dei cicli sul diagramma T-s.

Caratteristiche e classificazione Cicli ideali di riferimento

Caratteristiche e classificazione Ciclo Otto
Il ciclo Otto, esso può essere scomposto idealmente in cicli elementari, il cui numero tende ad infinito Ognuno di questi cicli può poi essere in prima approssimazione assimilato ad un ciclo di Carnot, il cui rendimento è come noto pari a: Analogamente, il rendimento del j-esimo ciclo elementare sarà pari a: dove Taj e Tbj sono gli estremi di temperatura del ciclo elementare j-esimo Per le trasformazioni isocore il rapporto delle temperature si mantiene costante per ogni ciclo elementare: Ma il rapporto dei volumi massici è legato al rapporto geometrico di compressione Si conclude quindi che il rendimento ideale del ciclo Otto è pari a:

Caratteristiche e classificazione Ciclo Diesel

Caratteristiche e classificazione Confronto tra i cicli

Caratteristiche e classificazione Ciclo limite
Il miglior ciclo realizzabile con il fluido reale ovvero il miglior ciclo di lavoro che il motore possa percorrere.

Funzionamento reale del motore Il rendimento indicato
Ciclo di pompaggio Rappresenta una delle principali differenze tra i due cicli, imputabile alle perdite di carico durante le fasi di aspirazione ed espulsione. La linea di espansione reale `e al disotto di quella limite per i seguenti motivi: calore trasferito dai gas verso le pareti; tempo impiegato dalla combustione; perdita dovuta alla non instantaneità dello scarico spontaneo dei gas combusti; flusso di gas all’interno degli interstizi presenti nella camera o perdite di massa attraverso le tenute; combustione incompleta. La pressione durante la corsa di espulsione è mediamente maggiore della pressione esterna a causa delle perdite di carico nel sistema di scarico. Tuttavia, può accadere che, a causa della elevata velocità dei gas attraverso le valvole nella fase di scarico spontaneo (può essere vicina alla velocità del suono), si abbiano fenomeni non stazionari che portano momentaneamente la pressione al di sotto del valore esterno.. Viceversa sempre a causa delle perdite di carico, la pressione durante la corsa di aspirazione `e mediamente più bassa della pressione esterna

Scambio termico Il calore scambiato con le pareti influenza la fase di compressione. Il calore ceduto dai gas combusti ha una importanza molto rilevante sia durante la fase di combustione che di espansione. A causa di tale perdita, la pressione di fine combustione risulta più bassa e la trasformazione di espansione è tutta a pressione più bassa rispetto al ciclo limite. La cessione netta di calore verso le pareti comporta una diminuzione del rendimento. Il calore ceduto durante l’espansione dà luogo, ovviamente, ad una perdita tanto minore quanto più avanzata è l’espansione stessa. Il calore scambiato durante la fase di scarico si può considerare perso perchè comunque rappresenta una energia non più convertibile in lavoro. Lo scambio termico è particolarmente influenzato da: la velocità media dello stantuffo; la geometria del cilindro (forma della testa e rapporto c/d) l’andamento della combustione Per ridurre lo scambio termico è utile ridurre il rapporto S/V adottando rapporti c/d non molto lontani dall’unità. Per quanto riguarda l’andamento della combustione, si accenna solamente che le combustioni Anormali (detonazione ad esempio) aumentano i nuclei carboniosi irradianti e facilitano lo scambio termico rimuovendo lo strato di fluido meno caldo a contatto con le pareti per l’azione delle onde d’urto incidenti sulle pareti stesse.

Intempestività della combustione L’intempestività è legata alla durata della combustione stessa e alla lentezza iniziale della reazione. Bisogna evitare che la maggior parte del rilascio di calore avvenga quando il pistone è già nella corsa di espansione. Infatti, in questo caso, considerando il solo effetto della durata della combustione, l’andamento della pressione sarebbe quello schematizzato nella figura con la linea tratteggiata, rispettivamente per motore AC e AS. Si avrebbe, cioè, una forte riduzione della pressione massima con conseguente riduzione del lavoro. Per evitare ciò si deve anticipare l’inizio della reazione chimica rispetto al PMS: si deve, cioè, anticipare lo scoccare della scintilla, per un motore AC, o l’iniezione del combustibile,per un motore AS.In tal modo si possono ottenere gli andamenti di pressione riportati in figura con linea continua, con grande riduzione della perdita di lavoro.

Intempestività della combustione Solitamente per un motore AC la combustione ha inizio 10°÷40°prima del PMS, raggiunge la metà intorno a 10° dopo il PMS, ed `e quasi del tutto terminata intorno a 30°÷40° dopo il PMS. La figura 5.5 mostra la distribuzione di pressione all’interno del cilindro in funzione della posizione del pistone, per un motore AC. Si nota come la pressione massima si ottiene circa 15° dopo il PMS. Per un motore AS la combustione inizia subito prima del PMS producendo un picco di pressione circa 5°÷10° dopo il PMS. L’ultima parte della combustione è più lenta rispetto a quella del motore AC, per cui essa si esaurisce 40°÷50°dopo il PMS (vedi figura 5.6). In entrambe le figura 5.5 e 5.6 la linea tratteggiata rappresenta l’andamento della pressione in assenza di combustione

Funzionamento reale del motore Dal ciclo ideale al ciclo reale
Beau de Rochas (A.C.) Diesel

Funzionamento reale del motore Dal ciclo ideale al ciclo reale

Influenza degli interstizi (crevices) Durante la compressione una parte della massa aspirata va ad occupare gli interstizi compresi tra il pistone, le fasce elastiche e il cilindro, il cui volume ammonta normalmente a poche unità percentuali del volume minimo della camera. La miscela intrappolata, a seconda del tipo di motore, può contenere gas combusti e incombusti. Una parte di essa sfugge definitivamente verso il carter (circa l’1% della carica), mentre la parte rimanente torna all’interno della camera quando la pressione si riduce. Questo fenomeno comporta una diminuzione della pressione durante le fasi di combustione e di espansione.

Incompletezza della combustione Nel funzionamento reale, infine, la combustione non è completa. Per un motore AC la quantità di idrocarburi incombusti (la maggior parte proviene dagli interstizi) è pari circa al 2÷3% della massa di combutibile presente nella carica. Monossido di carbonio e idrogeno presenti allo scarico possono rappresentare un ulteriore 1÷2% della energia disponibile, per cui il totale dell’energia persa sale intorno al 5%. In un motore AS la perdita complessiva per incompleta combustione è inferiore ed è intorno all’1÷2%. A causa dell’incompletezza della combustione, la pressione al termine della fase di combustione è più bassa rispetto al ciclo limite. Complessivamente gli effetti sommariamente descritti fanno sì che l’area del ciclo indicato nelle condizioni di funzionamento ottimali sia circa l’80% dell’area del ciclo limite corrispondente. Spesso tale dato viene utilizzato per stimare il rendimento indicato sulla base del calcolo

Caratteristiche e classificazione Potenza
Potenza di un impianto motore termico:

Caratteristiche e classificazione Parametri indicati
Lavoro indicato pressione media indicata Potenza indicata pressione media effettiva legame tra pme e pmi

Caratteristiche e classificazione Parametri indicati: pressione media indicata
Gas work is the work done by the cylinder pressure at the piston. With the mean pressure, we distinguish between indicated (IMEP) and effective mean pressure (BMEP) and the factional mean pressure. IMEP is determined from the cylinder pressure curve and the swept volume The indicated mean pressure is derived from the work of the gas force transmitted to the piston during a working cycle. The gas work WKA referred to the swept volume Vh per working cycle is defined as IMEP

Caratteristiche e classificazione Parametri indicati: coefficiente di variazione ciclica
IMEP of several consecutive cycles is used to assess the regularity of the combustion, e.g., by calculation of the variance. Irregular combustion and misfiring can be determined in this way. IMEP variance affects HC emissions, power, and smooth running of the engine. For well-designed engines, the variance of the indicated mean pressure is less than 1%, whereby the variance increases with increasing engine revs.

Caratteristiche e classificazione Parametri indicati: pressione media effettiva
By analogy with the IMEP, we also define the brake effective mean pressure (BMEP) and the friction mean effective pressure (FMEP).

Caratteristiche e classificazione Parametri indicati: pressione media effettiva
FMEP is the difference between IMEP and BMEP FMEP is the power loss due to mechanical friction in the engine and the pump losses in the crankcase. The friction in the engine is primarily dependent on the engine revs and hence on the piston speed, where the friction increases with increasing engine revs. The cylinder pressure, i.e., engine load and engine temperature, and the oil viscosity have a lesser effect on the friction. The friction losses according to DIN (German Industry Standard) also include the drive powers for auxiliary components of the engine such as the alternator, air conditioning compressor, or servo pump.

Caratteristiche e classificazione Parametri che influenzano la pme
Analizzando i termini che compaiono nell’espressione della pme, si può osservare come sia opportuno: Aumentare il più possibile il rendimento utile Aumentare il più possibile il coefficiente di riempimento v, allo scopo di incrementare il più possibile la quantità d’aria comburente disponibile all’interno della cilindrata (e quindi la massa di combustibile utilizzabile) Aumentare il più possibile la densità dell’aria all’aspirazione, sempre al fine di incrementare la quantità d’aria comburente. A tale scopo può essere utile la pratica della sovralimentazione ovvero l’uso di un compressore, azionato dal motore, al fine di aumentare la pressione dell’aria all’aspirazione. Utilizzare combustibili con elevato potere calorifico Hi e bassa dosatura stechiometrica αst, ovvero con elevato rapporto Hi /αst. La dosatura a infatti non può essere molto lontana dal valore stechiometrico se si vuole sfruttare il più possibile l’aria comburente ed al tempo stesso contenere la quantità di incombusti.

Caratteristiche e classificazione Curve caratteristiche
Caratteristica meccanica mci ad accensione comandata

Caratteristica meccanica motore Diesel

Coppia, Potenza e consumo specifico sono i parametri essenziali per definire le prestazioni di un motore In tale sede vengono definiti in modo operativo con riferimento alle modalità adottate per rilevarle in sala-prova tramite un freno dinamo-metrico ed un trasduttore di pressione piezoelettrico posto nel cilindro del motore

Coppia: Potenza: Consumo specifico di combustibile: Rendimento globale del motore: Motori Otto (traz. Autom.): Motori Diesel (traz.pesante): Motori Diesel (turbosovrl) impianti fissi):

Caratteristiche e classificazione Efficienza
The indicated and the effective efficiencies are essentially determined from the energy stored in the fuel. The energy admitted with the fuel per unit of time is calculated as If we consider the engine power P as the output of the engine process and the admitted fuel energy per unit of time as the input, then the efficiency η can be calculated as

Caratteristiche e classificazione Efficienza

Per realizzare un accoppiamento corretto fra motore ed utilizzatore è indispensabile conoscere come variano le prestazioni del primo in funzione delle richieste del secondo. Le curve caratteristiche esprimono il consumo specifico, la potenza e la coppia effettivi di un motore in funzione del regime di rotazione. Per fissato regime di rotazione un motore puo’ erogare potenze diverse agendo sull’organo di regolazione che determina la massa di combustibile da iniettare per ciclo (da cui l’energia rilasciata dipende). In condizioni di funzionamento stazionario, i parametri che definiscono il punto operativo sono due: Regime di rotazione dell’albero motore Carico imposto dall’utilizzatore

Differenze nelle curve caratteristiche La curva caratteristica di coppia di un motore Diesel è in generale più piatta di quella di un motore a benzina per la maggiore costanza del coefficiente di riempimento I motori Diesel presentano un regime di massima potenza inferiore a quello caratteristico di un motore a ciclo Otto. Minore decadimento delle prestazioni (soprattutto del consumo specifico) al variare del carico).

Caratteristiche e classificazione Accoppiamento motore-utilizzatore
La macchina trascinata richiede una velocità di rotazione costante con una coppia variabile in funzione del carico. E’ l’esempio dell’accoppiamento con un generatore elettrico. Il motore deve fornire una coppia crescente con il quadrato del regime di rotazione perché con tale legge aumentano le resistenze dell’utilizzatore, rappresentato da macchine a fluido quali: Elica marina, turbopompa, ventilatore, ecc. Vengono richiesti valori variabili di coppia motrice e velocità di rotazione come nel caso delle applicazioni per trazione stradale o ferroviaria

Caratteristiche e classificazione Regolazione
Nei motori Diesel si opera una regolazione "per qualità" nella quale si modifica il rapporto di miscela in funzione del carico. A parità di massa d'aria aspirata, ad ogni ciclo viene iniettata una massa di combustibile tanto maggiore quanto maggiore è il carico del motore (la massima quantità di gasolio è introdotta al massimo carico). In fase di regolazione, quindi, alla diminuzione della massa di combustibile iniettato fa riscontro un minore lavoro utile per ciclo e quindi una minore potenza. La regolazione "per qualità" è resa possibile dalle caratteristiche del processo di combustione che non richiede, almeno nelle prime fasi, la propagazione di un fronte di fiamma poiché le singole particelle si autoaccendono indipendentemente dalle altre per effetto degli elevati valori di pressione e temperatura.

Non essendo presente nei motori AC la valvola a farfalla, in fase di regolazione non si registrano le rilevanti cadute di rendimento volumetrico tipiche dei motori AS. Il rendimento totale si mantiene pressoché costante in quanto la maggiore importanza percentuale assunta dalle perdite meccaniche ai bassi carichi è compensata da un miglioramento del rendimento termodinamico, derivante dal fatto che a parità di incremento entropico ds, al diminuire del carico, aumenta il rapporto fra la temperature medie di introduzione e di scarico del calore.

Nei motori Diesel si opera una regolazione "per qualità" nella quale si modifica il rapporto di miscela in funzione del carico: a parità di massa d'aria aspirata, ad ogni ciclo viene iniettata una massa di combustibile tanto maggiore quanto maggiore è il carico del motore (la massima quantità di gasolio è introdotta al massimo carico). In fase di regolazione, quindi, alla diminuzione della massa di combustibile iniettato fa riscontro un minore lavoro utile per ciclo e quindi una minore potenza. Non essendo presente nei motori AC la valvola a farfalla, in fase di regolazione non si registrano le rilevanti cadute di rendimento volumetrico tipiche dei motori AS. Il rendimento totale si mantiene pressoché costante in quanto la maggiore importanza percentuale assunta dalle perdite meccaniche ai bassi carichi è compensata da un miglioramento del rendimento termodinamico, derivante dal fatto che a parità di incremento entropico ds, al diminuire del carico, aumenta il rapporto fra la temperature medie di introduzione e di scarico del calore.

Non essendo possibile modificare la qualità della miscela in quanto la velocità di combustione è strettamente dipendente dal rapporto A/F (capitolo ), nei motori AS si adotta una regolazione per "quantità", variando la massa di miscela introdotta nel cilindro. Questo risultato è ottenuto strozzando il condotto di aspirazione con una valvola a farfalla e quindi inducendo una perdita di carico nel fluido cui si associa una riduzione di densità. Poiché lo strozzamento del condotto di aspirazione determina contemporaneamente una diminuzione del lavoro utile (si brucia meno combustibile) ed un aumento del lavoro resistente di pompaggio (maggiori perdite di carico), gli effetti della regolazione sono immediati rendendo i motori Otto più rapidi dei mo-tori Diesel nella risposta alle variazioni di carico. Al contrario di ciò che accade nei motori AC, nei motori AS il rendimento totale crolla decisamente ai bassi carichi a causa dell'influenza nefasta esercitata dallo strozzamento del condotto di aspirazione sul rendimento volumetrico e sul rendimento indicato. Inoltre, il rendimento termodinamico subisce anch'esso un calo al diminuire del carico in quanto le perdite di calore diventano percentualmente più rilevanti.

Fluidodinamica dei sistemi di aspirazione e scarico
Nell’analisi del ricambio carica, ossia dell’aspirazione di aria (miscela) fresca e dell’espulsione dei gas inerti derivanti dalla combustione bisogna considerare che il motore endotermico alternativo è una macchina a funzionamento ciclico in cui ciascun cilindro aspira aria (miscela) e scarica prodotti della combustione ciclicamente dando origine alla propagazione di onde di pressione ed alla accelerazione di colonne di fluido. E’ necessario considerare la sovrapposizione di effetti quasi-stazionari ed effetti dinamici per una corretta comprensione dei fenomeni fluidodinamica ed un corretto dimensionamento dei condotti Il motore deve essere considerato come parte di un unico sistema fluidodinamico risonante che inizia dalla bocca di aspirazione e termina all’estremità dei tubi di scarico

Il gruppo collettori, condotti, valvole di aspirazione e scarico, unitamente ad eventuali altri sistemi (di sovralimentazione, di isolamento acustico) ha il compito, unitamente al pistone: di eseguire le fasi di aspirazione e scarico cercando di limitare le perdite energetiche; di eseguire la fase di aspirazione cercando di limitare le riduzioni di densità del fluido; di sfruttare la fluidodinamica non-stazionaria dei flussi comprimibili per: minimizzare il lavoro speso dal pistone, massimizzare la massa di aria intrappolata (massimizzare la massa di prodotti di combustione espulsi dal cilindro) di generare un moto dell’aria (miscela) all’interno del cilindro durante la fase di aspirazione secondo opportune specifiche

Andamento delle pressioni all’interno di un cilindro di un motore a 4T non sovralimentato, durante il processo di ricambio della carica

Funzionamento reale del motore Fasatura della distribuzione

Il risultato globale della fase di ricambio della carica è triplice: Intrappolamento di una certa massa d’aria Generazione di moti coerenti all’interno del cilindro Determinazione dell’entità del lavoro di pompaggio

L’efficienza di intrappolamento della massa di aria all’interno del cilindro è valutata impiegando il rendimento volumetrico hv (peraltro già noto e definito con riferimento alla massa teorica valutata sulla base della densità ramb ambiente e della cilindrata Vc, e definito come dove hva esprime l’efficienza nell’aspirare massa di aria nel cilindro, hvt esprime l’efficienza a trattenere (intrappolare) massa nel cilindro una volta chiusa la valvola di aspirazione. Essendo la massa di aria intrappolata nel cilindro fra l’istante angolare di apertura (IVO) e l’istante angolare di chiusura (IVC) delle valvole di aspirazione, in prima approssimazione è data da:

La massa intrappolata dipende dunque dal volume istantaneo a disposizione nel cilindro, condizionato dal rapporto di compressione e dalla presenza di gas residui ad alto volume specifico, e dal valore di densità istantanea, a sua volta funzione della efficienza fluidodinamica del motore. Il lavoro di pompaggio è legato alla pressione esercitata sulla faccia del pistone o, più correttamente, alla valutazione dell’integrale pdV durante le fasi in cui il motore si comporta come una macchina operatrice Il rendimento volumetrico ed il lavoro di pompaggio sono determinati dalla sovrapposizione due tipologie di fenomeni fluidodinamici: QUASI-STAZIONARI, ossia riconducibili alla velocità media del flusso proporzionale alla velocità media del pistone e/o a bilanci energetici stazionari. NON-STAZIONARI, legati all’inerzia del fluido in moto ed alla propagazione di onde di pressione nei condotti.

Effetti quasi stazionari
Incidono sul rendimento volumetrico o sul lavoro di pompaggio e possono essere descritti da un bilancio energetico stazionario in funzione della velocità media del fluido, espressa dalla velocità media del pistone Riscaldamento della carica legato allo scambio termico con le pareti La potenza termica scambiata dalla portata aria a temperatura T, che attraversa una sezione di condotto circolare (ipotesi semplificativa) di diametro interno d, lunghezza L e temperatura di parete Tp, vale: La perdita di densità (e quindi di efficienza volumetrica) aumenta al: diminuire della velocità media del pistone (portata media di aria) perché aumentano i tempi di permanenza. crescere della lunghezza L del condotto, perché aumentano i tempi di permanenza e l’area di scambio diminuire del diametro interno d perché aumenta l’area di scambio per unità di massa di fluido. crescere della temperatura media Tp (di condotti, valvole, parete cilindro).

Influenza della temperatura esterna Sperimentalmente si può verificare che, a parità di altre condizioni, Il rendimento volumetrico aumenta con la temperatura esterna dell’ambiente di aspirazione. Raffreddamento della carica legato alla vaporizzazione del combustibile L’evaporazione del combustibile sottrae calore al fluido stesso, riducendone il volume specifico e permettendo un incremento di riempimento. Supponiamo di considerare il processo di evaporazione del combustibile liquido in aria a pressione costante. Da un bilancio energetico semplificato si ricava Nell’ipotesi di benzina, con calore latente di vaporizzazione r=400kJ/kg, miscela con rapporto stechiometrico (a=14.68), si ottiene che DT= - 25 K. Quindi, a pressione costante, nell’ipotesi di gas perfetto, l’iniezione di combustibile causerebbe una variazione teorica di densità di 1.09

Resistenze fluidodinamiche Le perdite di carico derivano dalla nascita di gradienti di velocità in seno al fluido che producono turbolenza, la quale ha carattere dissipativi. In generale si può affermare che la perdita di carico è proporzionale alla velocità media del pistone al quadrato. In particolare si può indicativamente affermare che: Alla perdita di carico è associata una corrispondente riduzione di densità del fluido. Tali fonti di perdite energetiche sono legati a: Attrito con le pareti Impatto del fluido contro le pareti dei condotti, piattelli delle valvole, del cilindro, della valvola farfalla. Separazione per brusca variazione geometrica per gradiente avverso di pressione (sulle curvature dei condotti il fluido accelera per la legge del vortice libero. Tale accelerazione determina una caduta di pressione. Al termine della zona di curvatura il fluido nello strato limite deve vincere tale gradiente avverso di pressione contrario al moto. Se il trasporto energetico trasversale è insufficiente, la quantità di moto dello strato limite non è sufficiente a vincere il lavoro operato dal gradiente di pressione e si determina un distacco della vena fluida dalle pareti del condotto). La separazione produce turbolenza di scia dissipativa. Urti sonici, durante la fase di scarico

Proprietà aerodinamiche dei gruppi valvole- condotto in condizioni di flusso stazionario
L’ottimizzazione della fluidodinamica del sistema di aspirazione e scarico non-stazionaria non può avvenire se preliminarmente non sia stata compiuta l’ottimizzazione dell’efficienza fluidodinamica del sistema in condizioni di flusso stazionario. Limiti: Salto di pressione stazionario, condizione diversa da quella reale motoristica. Assenza il pistone e, quindi, non è possibile valutare l’influenza della sua schermatura, ma solo gli effetti aerodinamici isolati del gruppo, condotto-vavole-testa-cilindro La valutazione del coefficiente di efflusso non distingue tra apertura e chiusura della valvola. Il salto di pressione potrebbe non essere rappresentativo delle condizioni reali.

Proprietà aerodinamiche dei gruppi valvole- condotto in condizioni di flusso stazionario
La caratterizzazione fluidodinamica stazionaria consiste nella valutazione del cosiddetto coefficiente di efflusso stazionario CD del gruppo condotto-valvole (testa-cilindro) per diversi valori dell’alzata della valvola e per un fissato valore del salto di pressione fra monte e valle della valvola (sarebbe sempre opportuno eseguire prove a diversi salti di pressione rappresentativi del reale funzionamento del motore).

Funzionamento reale del motore Il coefficiente di riempimento
Il coefficiente di riempimento è il rapporto tra la massa di aria effettivamente intrappolata nel cilindro alla chiusura della valvola di aspirazione e quella teorica accumulabile nel cilindro alle condizioni di riferimento (atmosfera)

Funzionamento reale del motore Effetto del combustibile premiscelato coefficiente di riempimento
Per combustibili liquidi il calore di vaporizzazione del combustibile può annullare e prevalere sull’effetto della riduzione della pressione parziale dell’aria all’aspirazione del motore Es: per una carica stechiometrica (=1) di isoottano la riduzione di temperatura nel collettore (nell’ipotesi di scambio termico nullo con le pareti) è di 19°C, con metanolo la riduzione è di 128°C.

Funzionamento reale del motore Effetto della carica residua sul coefficiente di riempimento
Se cambia il rapporto tra Paspirazione e Pscarico ed il rapporto di compressione si ha una variazione della carica residua dei gas combusti alla fine della fase di scarico. I gas espandono in fase di aspirazione occupando parte del volume del cilindro, facendo variare il coeff. di riempimento. La variazione è riportata in figura per un valore di =cp/cv=1.3

Motori a combustione Interna

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