[Ferrari Giancarlo] Motori a Combustione Interna 2(BookZZ.org) (1)

Giancarlo Ferrari

EDIZIONI

il capitello TORINO

Prefazione

Progetto grafico e copertina: Mario Tenna

Realizzazione editoriale:

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V

sert'izi. redaziunali pPr l'l'd,lona

Impianti fotolitografici: Cantagalli - Torino

Montaggi e incisioni: Oddi Fotoincisione - Torino

Il libro raccoglie gli appunti delle lezioni tenute presso il Politecnico, nell'ambito del corso di «Motori a combustione interna» per allievi ingegneri meccanici. Dopo due decenni sostituisce la dispensa, che inizialmente ha avuto il merito di fornire agli allievi un aiuto nella preparazione dell'esame. Col passare del tempo essa ha finito però per offrirmi un alibi, per rinviare l'impegno di dare una veste più organica e dignitosa ad una materia in rapida evoluzione.

Stampa: Nuova Oflito - Mappano (Torino)

Il corso presuppone una buona conoscenza dei principi fisici su cui si basa il funzionamento dei motori, quale è quella garantita dal corso di macchine, attraverso un'analisi critica dei cicli termodinamici e delle curve caratteristiche che ne sintetizzano le prestazioni. Esso può quindi approfondire i processi termofluidodinamici nei motori: ossia le interazione tra i fluidi interessati (aria, combustibile, refrigerante, ecc.) e gli organi della macchina, con i quali hanno scambi di energia principalmente in forma meccanica e termica. Concentrato così l'interesse sui problemi energetici, si è scelto di tralasciare i temi ugualmente importanti per il buon funzionamento di un motore, che investono gli aspetti più propriamente meccanici e costruttivi. Questi ultimi sono infatti coperti da altri corsi di base e specialistici tenuti al Politecnico.

Proprietà letteraria riservata L'Editore, nell'ambito delle leggi internazionali sul copyright, è a disposizione degli aventi diritto non potuti rintracciare.

La mia più viva gratitudine va a tutti Coloro che mi hanno fornito suggerimenti, dati e materiale illustrativo, così come ai lettori che mi vorranno segnalare le inevitabili mancanze. Un particolare ringraziamento all'Editore, cui spetta il merito della chiarezza e dell'eleganza della presentazione tipografica.

I diritti di traduzione, di riproduzione e di adattamento, totale o parziale, con qualsiasi mezzo, compresi microfilm e copie fotostati.che, sono riservati per tutti i Paesi.

L'autore 1s edizione: Marzo 1992 2 s edizione ampliata e corretta: Settembre 1996 Ristampa 5432 1

2000 1999 1998 1997 1996

© Edizioni ,di Capitello» Via Sagra San Michele, 27 - 10139 Torino

In copertina: Formazione e sviluppo del fronte di fiamma in un motore ad accensione comandata (particolare della Tavola 30 ap.655).

Simboli e abbreviazioni

simbolo

titolo

unità

E

Modulo elastico

MPa

f

Coefficiente di attrito Frequenza Frequenza del ciclo Frequenza propria di un sistema Forza Funzione

Hz Hz Hz N

f

simbolo

titolo

unità

fc

io

AAA AAL AAS

Velocità del suono Indice in relazione esponenziale Accelerazione del pistone Area di una data superficie o sezione Area equivalente di luce passaggio fluido Area della sezione trasversale del cilindro Anticipo Apertura valvola d'Aspirazione Anticipo Apertura luce di Lavaggio Anticipo Apertura valvola di Scarico

b b b

Larghezza di un elemento Perimetro bagnato di una sezione Braccio di una coppia

c esc ese

Concentrazione Consumo specifico di combustbile Consumo specifico di energia Calore specifico a pressione costante Calore specifico a volume costante Coefficiente di proporzionalità Corsa del pistone Coefficiente di efflusso Coefficiente di efflusso, misura delle sole perdite fluidodinamiche Coefficiente di swirl

a

a

~ Aeq Ac

cp cv C

C

C Cf Cs d dI

~

5

dv D Da

Diametro di sezione circolare Diametro foro iniettore Diametro goccia di combustibile Diametro medio di Sauter Diametro minimo fungo valvola Alesaggio: diametro del cilindro Numero di Damk6hler

m/s m/s2 m2 m2 m2 o

F F g

g G

o

h h h H/C

m m m

HI

o

i I g/kWh

I

ICB kJ/(kg·K) kJ/(kg·K) mm

mm I-lm I-lm I-lm mm mm

k k k K Ke K In log

L Lb L Le L Lst I

e E Ea

4

Energia interna per unità di massa Energia interna del sistema Energia di attivazione

kJ/kg kJ kJ/mole

m

m

Accelerazione di gravità Gioco tra due elementi accoppiati Grandezza generica

9,81 m/s2 I-lm

Altezza, alzata valvola Coefficiente di scambio termico Entalpia per unità di massa Rapporto tra numero di atomi di idrogeno e di carbonio Potere calorifico inferiore del combustibile

m W(m 2 .K) kJ/kg

Indice del generico elemento di un insieme Momento d'inerzia Funzione integrale modello detonazione Istante iniezione combustibile Rapporto tra i calori specifici e/cv Conduttività acustica Energia cinetica turbolenta Rapporto adimensionale costante Costante elastica Rapporto corsa/alesaggio

MJ/kg

m4 o

m J/kg N/m

Lavoro per unità di massa Logaritmo naturale (in base e = 2,718282 ... ) Logaritmo decimale (in base 10) Lunghezza caratteristica Lunghezza della biella Lavoro globale Lavoro utile effettivo Lavoro indicato Lavoro del ciclo di sostituzione fluido

m m J J J J

Indice in relazione esponenziale Massa del sistema

kg

kJ/kg

5

simbolo

titolo

unità

simbolo

titolo

m m M M

Portata in massa Parametro di raffreddamento Momento di una coppia Numero di Mach

kg/s

Re RCA RCL RCS

Numero di Reynolds Ritardo Chiusura valvola d'Aspirazione Ritardo Chiusura luce di Lavaggio Ritardo Chiusura valvola di Scarico

n nm n n

Velocità di rotazione Velocità di rotazione Indice politropica o esponenziale Ennesimo elemento di un insieme Numero degli elementi di un insieme Numero di cetano Numero di ottano Numero di Nusselt

s

Spessore, larghezza sede valvola Spazio percorso Spostamento del pistone dal PMS Area della sezione trasversale Entropia del sistema

mm mm mm m2 kJ/K

Tempo Temperatura Periodo del ciclo Numero di Taylor

s °K s

Velocità Velocità istantanea del pistone Velocità media del pistone Intensità di turbolenza

m/s m/s m/s m/s

Volume specifico Velocità assoluta Cilindrata: massima variazione volume di lavoro Volume della camera di combustione Volume del cilindro al PMI (V1 = V + Ve) Cilindrata totale del motore Volume totale di lavoro istantaneo Portata in volume

m3/kg m/s mm 3 mm 3 mm 3 mm 3 mm 3 m3 /s

N NC NO Nu

p p

Pa Pc PcI Pm Pme Pmi Pr p

p

Pe

p

I

Pr PMI PMS

q

q q

q Q

Q r

R Rm R R, '1(

6

m~1

N-m

giri/s giri/min

~ S

t T

Passo: distanza tra due elementi in successione Pressione Pressione ambiente o di alimentazione Pressione all'uscita dal compressore Pressione nel cilindro motore Pressione mandata gruppo sovralimentazione Pressione media effettiva Pressione media indicata Pressione residui in camera combustione Potenza Velocità di preparazione della miscela Potenza utile effettiva Potenza indicata Numero di Prandtl Punto morto inferiore Punto morto superiore

m Pa Pa Pa Pa Pa Pa Pa Pa kW kg/ o kW kW

Calore per unità di area Calore per unità di massa Flusso di calore per unità di area Flusso di calore per unità di massa Quantità di calore Potenza termica

kJ/m 2 kJ/kg kW/m 2 kW/kg kJ kW

Rapporto volumetrico di compressione Raggio di una circonferenza Raggio di manovella Costante equazione di stato dei gas Ricchezza relativa della miscela Velocità di reazione del combustibile

s

T Ta U

up

u

J

v v V Ve V1 VI

V

V w w, We

x x, y, z

x xb

Y

m m kJ/kg K

Y

kgr

z

z

unità

o o o

Velocità relativa Velocità di reazione Numero di Weber Variabile indipendente Coordinate spaziali Frazione adimensionale o indice esponenziale Frazione in massa bruciata

m

Coefficiente adimensionale Rapporto H/C del combustibile Quota geodetica Indice in relazione esponenziale

m

7

lettera greca

titolo

a as

Rapporto in massa: aria/combustibile Rapporto di miscela stechiometrico

~

Angolo Coefficiente di energia pulsante. Frazione che brucia in fase premiscelata

f3 \

unità

r

Coefficiente area di passaggio valvola a fungo

Ò

Spessore Coefficiente di correzione della densità Variazione di una grandezza

8 L1

o

m

lettera greca

titolo

unità

Il J.l

Viscosità dinamica Massa molecolare

N·s/m 2

v

Viscosità cinematica

m2/s

1;

Coefficiente di perdita o di maggiorazione

1t 1t t

Lunghezza circonferenza/diametro (= 3,14159 ... ) Efficienza nella trasmissione di energia

P

Densità: massa dell'unità di volume

kg/m 3

(J

Tensione superficiale Porosità di un condotto forato Rapporto tra superfici o sezioni Simbolo di sommatoria

N/m

T empo caratteristico Ritardo d'accensione

s s

(J

€ € E

ç ç 11a 11ac 11c

l1g 11; 110 11t 11 te

Numero di giri per ciclo Rapidità di dissipazione dell'energia cinetica turbolenta Emissività relativa a quella del corpo nero Fattore di efficienza del turbocompressore Coefficiente di compattezza scambiato re Efficienza di Rendimento Rendimento Rendimento Rendimento Rendimento Rendimento Rendimento

(J

L W/kg

'ta

un'aletta adiabatico del compressore globale del compressore globale del motore indicato del motore organico del motore globale della turbina globale del turbocompressore

À À

Conducibilità termica W/(m·K) Indice d'eccesso d'aria (a I a.) Coefficiente di lavaggio Coefficiente di trattenimento Coefficiente di riempimento Coefficiente di riempimento del compressore Rapporto raggio di manovella / lunghezza biella (R m / L b)

Àvc

A 8

X

Diffusività termica

'V 'P

Rapporto tra masse nel processo di lavaggio Coefficiente lavoro di aspirazione

m 000

Velocità angolare Pulsazione propria di un sistema

indice

significato

o

Condizioni di ristagno della corrente Riferito alla sezione 1 (iniziale) Riferito alla sezione 2 (minima) Riferito alla sezione 3 (indisturbata a valle) Riferito all'aria Ambiente, aspirazione

Cf>

Angolo di rotazione della manovella Durata angolare del lavaggio Angolo di ritardo Durata angolare dello scarico

Àtr Àv

f c

Coefficiente riduzione portata pulsante Grado di avanzamento reazioni di autoaccensione Rapporto di equivalenza (as I a) Funzione di flusso comprimibile Fattore di comprimibilità

gettazione, tecniche automatizzate per la produzione dei componenti e il loro montaggio, nuovi materiali con caratteristiche meccaniche e tecnologiche più soddisfacenti, le possibilità offerte dai sistemi di regolazione e di controllo di tipo elettronico. Ne deriva che i motori a combustione interna stanno attualmente affrontando con successo le due principali sfide del momento: contenere i consumi energetici e nello stesso tempo minimizzare l'impatto negativo esercitato sull'ambiente, dimostrando grande vitalità e capacità di rinnovarsi.

scopo di definirli in modo congruente con la successiva trattazione e di introdurre la terminologia e la simbologia usata nel seguito.

1.3.1

Grandezze geometriche e cinematiche

Quelle tipiche per la caratterizzazione di un motore alternativo azionato da un manovellismo ordinario centrato (Figura 1.2) possono essere introdotte nei termini seguenti: alesaggio D: diametro interno del cilindro entro cui si muove il pistone; corsa C : distanza percorsa dal pistone dalla posizione più vicina alla testa del cilindro (punto morto superiore: PMS) a quella più lontana (punto morto inferiore: PM/), pari al doppio del raggio Rm della manovella: 1-1

sezione trasversale del cilindro Ac: area della sezione del cilindro normale all'asse, uguale a: 1-2

cilindrata* (unitaria) V: variazione del volume del cilindro, prodotta dal pistone durante la corsa:

V = Ac C =

1.3 Parametri caratteristici

Pur presupponendo che il lettore del presente testo abbia familiarità con i principi generali di funzionamento dei motori (appresi attraverso il corso di macchine), si ritiene opportuno richiamare in questo paragrafo il significato di alcuni parametri caratteristici, con lo

Jt

D2C / 4

1-3

rapporto volumetrico di compressione r: r~pp~~o tra il massimo volume del cilindro (pistone al PMI) ed Il minimo suo valore, compreso tra la testa ed il pistone al PMS (volume della camera di combustione Vc ): 1-4

velocità di rotazione dell'albero motore: velocità angolare dell'albero a manovelle, misurata comunemente mediante il numero di giri completi in un secondo n oppure in ra~ianti al secondo w,essendo le due grandezze legate dalla relazione: w=2Jtn

1-5

i:

frequenza di ciclo c poiché il ciclo di lavoro si compie in un gi~o di albero motore (2 corse del pistone per il motore a due tempI), o più giri, la frequenza di ciclo potrà esprimersi come:

fc

=

n/

E

1-6

con: E E

Figura 1.2Rappresentazione schematica del gruppo: cilindro, pistone, biella e manovella, illustrante le principali grandezze geometriche di un motore alternativo, azionato da un manovellismo ordinario centrato.

28

l:!:::

E

C\I

= 1 per motore a due tempi, = 2 per motore a quattro tempi, ecc.

Il

V

PMI

I

_~I

* Il termine cilindrata viene spesso usato anche per indicare il suo valore totale (Vt = V x numero cilindri). Nel seguito si ricorrerà al simbolo V, solo quando SI • • pensa possano sorgere equIvocI.

29

angolo di manovella 8: angolo descritto dalla rotazione della manovella a partire dalla posizione di PMS. Supposto 8

Ne deriva una limitazione per i valori di a nell'intervallo 5+20 m/s, con i valori tipici per le varie categorie dt motori riportati nella Ta-

espresso in radianti, vale la relazione:

bella 1.1. velocità istantanea del pistone u : si annulla all'inizio ed alla

8 = wt = 2rr,nt

1-7

spostamento del pistone sp: distanza percorsa a partire dalla posizione di PMS, può essere espressa in funzione del rapporto raggio di manovella Rm / lunghezza biella Lb (A = Rm / L b ) e

fine della corsa (da questo fattoPderiva l'espressione «punto morto» per le rispettive posizioni del pistone), assumendo in funzione di 8, i valori forniti dalla seguente relazione (rappresentata in Figura 1.3) ottenuta derivando la 1-8 rispetto al tempo:

dell'angolo di manovella mediante la relazione: up Sp

=

2

2

C /2 [1 + 1/ A - cos 8 - 1/ A./ (1 - A sin e) ]

=

up rr,/2

2

2

{Sin e + Asin 28/ [2./1- A sin 8

J}

1-10

1-8

rappresentata in Figura 1.3 per A = 0,25 e A == 0,30.

velocità media del pistone a : relativa ad un giro completo di albero motore, durante il quale esso percorre uno spazio pari a due volte la corsa; quindi:

1-9 Questo parametro risulta più appropriato del semplice numero di giri n per correlare diversi fenomeni fondamentali per la caratterizzazione del comportamento di un motore: perdite fluidodinamiche nel processo di sostituzione del fluido motore presente nel cilindro, forze d'inerzia caricanti i principali accoppiamenti cinematici, perdite energetiche per flusso di calore verso il sistema di raffreddamento.

nella quale spesso si ritiene A (i cui valori tipici sono A = 0,24+0,30) sufficientemente piccolo da poter trascurare N, considerando perciò l'espressione approssimata:

up "" a p rr,/2 [sin8 + (N2) sin2e]

1-11

accelerazione del pistone a : per la quale si può ottenere una soddisfacente relazione approssimata derivando la (1-11) rispetto al tempo: a p "" w2 C /2 [cos8 + Acos28]

1-12

Un andamento tipico di a p è mostrato nel grafico di Figura 1.3, per A=0,25 e A=0,30. volume istantaneo del cilindro V: si tratta del volume disponibile per il fluido di lavoro per ciascuna posizione dell'albero motore, calcolabile con la relazione:

V

=

V

{_1_

+

(r - 1)

A = 0,25 = 0,30

1,6

A Figura 1.3 - Valori istantanei dei rapporti adimensionali: spostamento del pistone/corsa s/C; velocità del pistone velocità media accelerazidne del pistone/ accelerazione di riferimento 2a/w 2C, iQ funzione dell'angola dell'angolo di rotazione della manovella e per due diversi valori di A (= lunghezza biella/raggio manovella).

u/a;

30

::J

1,2

O

Ci)

0,8

w :2

0,4

« z

+

[1 +

*- * cose -

h - Nsin2 8 J}

1-13

mentre la sua variazione con l'angolo di rotazione della manovella, si ottiene derivando la (1-13) rispetto a 8:

z

15

~

-dV

«

d8

i=

a: O O a.. a.. -0,4 « a:

=

l

-V

[ sin8 + - r =Asin2e ====

2

2/1 - A 2 sin 2 e

1-14

e quella con il tempo sarà data da:

1-15

-0,8

O

20

40

60

80

100

ANGOLO DI MANOVELLA

120

140

160

180

n 31

1.3.2

Coppia e potenza effettive

Sono i parametri principali per la definizione delle prestazioni di un motore. NeL trattati generali sui principi di funzionamento delle macchine, queste vengono normalmente introdotte partendo da una schematizzazione, in cui inizialmente si idealizza sia il comportamento del fluido che quello della macchina, considerando cioè un tipo di funzionamento del motore completamente ideale (cicli ideali o teoriCI).

volta tende a mettere in rotazione lo statore, lanciando verso di esso il liquido che li accoppia (in genere acqua) oppure creando un campo di forze elettromagnetiche rotanti. Una cella di carico misura la forza F che deve essere applicata allo statore con braccio b (Figura 1.4) per impedirne la rotazione. In condizioni di equilibrio dinamico del gruppo motore-freno, la coppia sviluppata dal motore sarà data da:

Successivamente, pur supponendo ancora la macchina ideale, si mette in conto il comportamento reale del fluido di lavoro (con proprietà fisiche e composizione variabili), ottenendo un ciclo limite, visto appunto come il R, fino al limite dell'aderenza, pur di ridurre opportunamente la velocità. 2. nei transitori mette a a disposizione tutta la potenza installata, per raggiungere con prontezza la condizione di regime, garantendo così la massima forza accelerante (F"c = Fm - R) in ogni istante. Supposto costante il rapporto di trasmissione tra l'albero motore e le ruote, nel diagramma di Figura 1.9 è riportata anche la caratteristica Fm (v) tipica di un motore a combustione interna, la quale risulta simile alla curva di coppia Me(n) mostrata in Figura 1.70 1.8(essendo M e - Fm ed n - v). La forma di tale curva risulta purtroppo molto 45

Figura 1. 11 - Tipici andamenti delle curve caratteristiche di potenza e coppia effettive, il'! funzione del regime di rotazIone. L'intervallo compreso tra il numero di giri di massima coppia n M e quello di massima potenza np' insieme alla corrispondente variazione di coppia, dà una misura dell'elasticità o flessibilità d'impiego di un motore destinato alla trazione stradale.

di v, con conseguente minor prontezza nel passare da una condizione di funzionamento ad un'altra.

Motore a

UJ

;:s

U

o:

z

UJ

l

l-

O

a.

l-

O :2

t ...... _ . . . .

f>.M I el

« 'M. "

"

a::

a.

O U

REGIME MOTORE

Motore c

Motore b

UJ

UJ

;:s

U

~

;:s

UJ

l-

:2

UJ

a.

a::a.

z

O

«

O

U

o:

z

l-

O

:2

tia.

«

a::a.

O

O

u

u

REGIME MOTORE

REGIME MOTORE

diversa da quella ideale discussa in precedenza. Ne derivano le seguenti conseguenze: 1. il tratto della F (v) decrescente all'aumentare di v, risulta stabile (vedere ad esempio il punto S). La parte di caratteristica alla sinistra del massimo (ad esempio il punto I) non rappresenta però condizioni stabili di funzionamento a regime*. Inoltre il veicolo, nel caso mostrato in Figura 1.9, non riuscirebbe a superare la maggior pendenza stradale che fa passare la resistenza da R( v) a R'( v). 2. la forza accelerante c disponibile ~ei transitori è molto infer!ore a quella utilizzabile, nel caso ottimale di potenza costante al variare

F:

* Viene però utilizzata nei transitori di velocità e di carico del motore.

46

Si deduce quindi che la trasmissione del moto tra un motore a combustione interna e le ruote, non può ridursi ad un rapporto meccanico fisso, ma deve costituire un gruppo capace di cambiare (in modo discontinuo o continuo) la forma della curva F (v), rendendola adatta alle esigenze della trazione, e di permettere al motore di avviarsi in assenza del carico. La Figura 1.10 illustra le trasformazioni introdotte da un cambio discontinuo a 4 marce sulla caratteristica motrice, avvicinandola all'iperbole equilatera ottimale. Essa sarà approssimata tanto meglio quanto più alto è il numero dei rapporti (fino alla condizione limite di trasmissione continua) e quanto più elastica sarà la curva di coppia del motore. Il concetto di elasticità della caratteristica è normalmente introdotto per esprimere la misura in cui questa curva si avvicina alla situazione ottimale di potenza costante su tutto il campo d'impiego. Essa risulta quindi tanto più elevata quanto maggiore è la differenza tra le velocità massima e minima ammissibili e la variazione dei corrispondenti valori di coppia approssima la curva ottimale a potenza costante (iperbole equilatera). Tale proprietà può venire precisata con un indice sintetico, legato da relazioni analitiche* più o meno complesse alle grandezze appena ricordate, ma il suo significato può essere facilmente illustrato, commentando i tre tipici andamenti delle curve di coppia e di potenza riportati in Figura 1.11. Il motore a sviluppa un'elevata coppia in prossimità del limite inferiore dei giri di funzionamento, con una conseguente curva di potenza che decresce rapidamente, dopo aver raggiunto un massimo piuttosto limitato. Tuttavia, poichè il campo ottimale d'impiego cade tra il regime di massima coppia n M e quello di massima potenza n p ' questo motore offre un ampio intervallo fra questi due punti, con una conseguente buona elasticità e semplifica la progettazione della trasmissione. Il motore b ha una curva di coppia un po' più piatta, con un massimo spostato verso un regime n M più alto. Siccome la coppia si mantiene più grande ai giri più elevati, risulta disponibile una maggiore potenza massima, sacrificando un poco la flessibilità d'impiego del motore. * Tra le tante. qui ci si limita a richiamare la seguente:

e

= (n p

MM - Mp - nM)2 np MM - MM (n M /17 p )

=

np - 17 M MM - Mp np MM - MM (17 M /17 p )

che costituisce una relazione molto semplice con il grosso vantaggio di utilizzare solo dati generalmente noti, anche se in realtà occorrerebbe valutare l'andamento della curva caratteristica sull'intero campo d'impiego del motore. In essa il primo rapporto esprime l'estensione relativa del tratto di curva a coppia decrescente, mentre il secondo tiene conto della diminuzione relativa di coppia rispetto a quella che si avrebbe lungo l'iperbole equilatera ottimale (dove: M =MM (17 M / 17»). Si avrebbe e = 1 nel caso di andamento della caratteristica ad iperbole equilatera su tutto il campo di regimi (da 17 = O = 17 M ad 17 = np) ed e = O nel caso fosse una retta orizzontale (Me = costante) o tutta crescente con 17 (valori tipici: e = 0,02 - ma Infenorl rispetto all'angolo di 45° per le alzate superiori (dove una più forte inclinazione del getto rispetto all'asse della valvola appare svantaggiosa) (Figura 2.18). Lo stesso diagramma mostra Il ~ua­ dagno in coefficiente d'efflusso ottenuto raccordan~o (con raggio, ~ 0,14 dM) lo spigolo d'entrata dell~ sede ,valvola, riducendo COSI Il distacco di vena. La Figura 2. 19 riporta I effetto del con~otto sul Cj del gruppo valvola-condotto. Anche ~ui, l'8:mpio rag~io. di cu,",:,atura ed il leggero allargamento della sezione di passaggio. In cOrrispondenza del supporto per la guida-valvola permettono di ottenere valori di Cj vicini a quelli della valvola isolata (soluzione: 3 [8,10]).

Anche per la valvola di scarico conviene considerare dapprima il

Figura 2. 17 Tipiche condizioni di efflusso che si realizzano nella sezione ristretta di una valvola di scarico, al variare dell'alzata. In corrispondenza ad esse il coefficiente d'efflusso, che evidenzia le sole perdite fluidodinamiche Cf' assume l'andamento mostrato nel diagramma. Le due serie di rilievi si riferiscono a valori diversi del salto di pressione a cavallo della valvola (Ap).

78

k ~

Per concludere, quindi, la determinazione di C. su model~ini di testata, su cui si possono cambiare leggermente I paramet~1 ~eome­ trici risulta di valido aiuto per il progettista, permettendogh di trovare I~ forma più adatta per ottenere buoni Av·

a) Piccole alzate

b) Grandi alzate

1,0

Figura 2. 18 Influénza, esercitata sul coefficiente d'efflusso Cf di una valvola di scarico isolata: da una variazione dell'angolo di

cj

O

(/J (/J

0,8

::l

...J Il.. Il..

w

~

0,6

Cl

il

w

l-

z

w

/::,.

g ~ ~

:~

Ap = 0,101 MPa

sede~,

O Ap = 0,165 MPa

0,4

(3 Li:

Il..

w O

0,2

o

O O

0,1

0,2

0,3

RAPPORTO ALZATA/DIAMETRO VALVOLA h/dM

0,4

a

larghezza costante (s/d M =0,05); e dall'arrotondamento dello spigolo 2 della sede (Iato cilindro) con un raggio di raccordo di valore: r/d M = 0, 14 (ad angolo di sede costante ~ =45°).

1,0 cj

0,8

O

(/J (/J

:3Il..

0,6

Il..

W

Cl

~

0,4 il Ang. sede ~ =60°, spigoli vivi O Ang. sede ~ = 45°, spigoli vivi D Ang. sede ~ = 45°, r2 = 0,14 dM

z

w

(3 Li:

0,2

Il..

W

O

o

o O

0,1

0,2

0,3

0,4

RAPPORTO ALZATA/DIAMETRO VALVOLA h/dM

79

2.5.5

Diagramma della distribuzione

Nello. studio dei cicli ideali si suppone normalmente che l'apertura e la chlusu~a de~le val.vole a",:,enga istantaneamente, in corrispondenza del punti mortI. In pratica, le valvole si aprono e si chiudono in un tempo finito (dovuto all'esigenza di fare in modo che velocità e~ accelerazioni della valvola non superino valori limite per un funzionamento regolare) quando lo stantuffo è piuttosto lontano dai punti morti. In particolare, l'inizio dell'alzata della valvola di scarico e la chiusura di quella di aspirazione sono generalmente distanti (... 60°) dal PMI. Nella pratica, i dati riguardanti i tempi di apertura delle valvole pos~ono essere riassunti in un diagramma (Figura 2.20), nel quale si np?rt.ano. gli istanti in cui incominciano ad aprire le valvole e quelli in ~UI ~I .chludon?, facen~o riferimento ai punti morti. In particolare, I antIcIpo con Il quale viene aperta la valvola di scarico rispetto al PMI (AAS '" 40° + 60°) ha lo scopo di abbassare la pressione dei gas combusti, prima dell'inizio della corsa di scarico awicinandola a quella dell'ambiente esterno, senza però ridurre ~ensibilmente il lavoro di espansione. Infatti, quando lo stantuffo si awicina al PMI la pressione nel cilindro raggiunge un valore relativamente basso

D Condotto 1

o

Condotto 2

l!..

Condotto 3

Figura 2.20 Diagramma circolare rappresentante le fasature delle valvole, ossia gli angoli di apertura e di chiusura riferiti ai punti morti (AAA = Anticipo Apertura valvola d'Aspirazione; RCA =Ritardo Chiusura valvola d'Aspirazione; AAS = Anticipo Apertura valvola di Scarico; RCS = Ritardo Chiusura valvola di Scarico).

-\

~ I

PMI

1,0 r - - - - - - - - - - - - - - - - - - - ,

Figura 2.19Influenza della geometria del condotto sulle perdite fluidodinamiche attraverso il gruppo di scarico: 1) - condotto con raggio di curvatura troppo piccolo; 2) - condotto con ampio raggio di curvatura; (3) - condotto con ampio raggio di curvatura ed incremento di sezione in corrispondenza del supporto per la guida della valvola.

80

(0,3 + 0,6 MPa, nel caso di motore aspira~o). La forza risu,l!an~e agisce sull'albero a gomiti con un braccIo di leva sempre plU piccolo, mentre la valvola si apre gradualmente, per raggiungere un'apertura accettabile, quando la corsa di scarico è già iniziata.

0,8

ù O

CI) CI)

=> -l

0,6

LL LL

W

(:) W IZ

0,4

W

(3

iL

LL

0,2

W

O

()

°

°

0,1

0,2

0,3

RAPPORTO ALZATA/DIAMETRO VALVOLA h/dM

0,4

Il diagramma di Figura 2.21 mostra c~me al crescere di AAS aumenti la perdita per incompleta espansione, .ma que,sto effetto ven.ga compensato da una piu completa espulsione del gas combusti, che fuoriescono in buona parte per scarico spontaneo, e da un conseguente minor lavoro fatto successiva'!lente. da~lo.stantuffo. Il valore ottimale di AAS sarà quello che assicura Il miglior compromesso fra questi due effetti contrastanti. Il ritardo nella chiusura della valvola di scarico rispetto al PMS (RCS ... 10° + 30°) deriva dalla gradualità con la quale si chiude I~ valvola e àalla opportunità di sfruttare l'inerzia dei gas combusti uscenti per richiamare la carica fresca nel cilindro, grazie alla contemporanea apertura delle due valvole (come verrà meglio precisato un poco più avanti). L'anticipo dell'apertura della valvola di aspirazione rispetto al PMS 81

0

0

è anch'esso una conseguenza della non istantaneità nell'apertura della valvola. Infatti, perché la valvola sia sufficientemente aperta già al principio della corsa di aspirazione, è necessario che l'inizio dell'alzata venga anticipato rispetto al PMS. Si vedrà inoltre che, grazie alla contemporanea apertura delle due valvole, si ha la possibilità di espellere più o meno completamente i gas residui presenti nello spazio morto. (AAA "" 10 + 40

gramma di Figura 2.22, che riporta i valori del coeff!cien~e.d! ~iempi: mento in funzione del regime di rotazione, per tre dlversl,tIP!CI .valort di RCA. Appare infatti evidente che la curva ?i ~v (e qUindi di coppia) assume sempre il tipico anda~ento di Flgur~ 2.2, con un massimo in corrispondenza di un regime se,,!,~re. plU .el~vato, per cui RCA risulta ottimale. A parità di altre condiZioni, qUindi, aumentando il ritardoalla chiusura della valvola d'aspira.zion~, ~e n~ trasla il massimo verso i regimi più elevati, ma si peggiora Il riempimento ai bassi.

)

Infine, il suo ritardo alla chiusura rispetto al PMI (RCA "" 40 0 + 80 0 ) serve principalmente a sfruttare l'energia cinetica dei gas in moto nel condotto di aspirazione per favorire il riempimento del cilindro. Infatti, durante la prima parte della corsa di aspirazione, la carica assume una velocità che si mantiene, per inerzia, ancora elevata, quando lo stantuffo rallenta, avvicinandosi al PMI. Essa perciò continua, per un certo tempo, ad entrare nel cilindro anche quando lo stantuffo ha già iniziato la corsa di compressione. Naturalmente, quanto maggiore è il regime di rotazione, tanto più elevata è l'energia cinetica acquistata dai gas (a parità di sezioni di passaggio) e quindi maggiore è il rit~rdo da darsi alla chiusura della valvola.

L'adozione di alcuni artifici, come l'uso di valvole unidirezionali (a~ esempio un pacco di lamelle del tipo di Figur~ 2.2~), p.ermette di eliminare questo inconveniente. Si ottiene CO~I un n.en:'~lmento del cilindro (e quindi una curva di coppia) buono al bassI ~In, a.nch.e nel caso di ampi ritardi nella chiusura della valvola di aspirazione. L'uso di sistemi di comando delle valvole che consentan~ ~na variazione (continua od anche più semplicement~ a .gr~dlnt) della fasatura in funzione del regime, permetterebbe di ottlmlzzar~ RC~ per ogni condizione di funzionamento, con evidenti vantaggi per Il riempimento.

Siccome, nelle soluzioni adottate tradizionalmente per il comando delle valvole, la fasatura non varia con il regime di rotazione, ne deriva che alti valori di RCA migliorano il riempimento alle alte velocità, ma comportano maggiori riflussi della carica fresca dal cilindro verso il condotto, alle basse. Tutto questo è illustrato nel dia-

0,7

Da quanto detto risulta quindi che normalmente in un ~otore, in prossimità del PMS (vedere Figura 2.20), me~tre .non. e an~ora chiusa la valvola di scarico, è già aperta quella di aspirazione. L angolo di manovella, durante il quale le due valvol~ ~ono c.ontempo: raneamente aperte, è chiamato «angolo di mcr?clo» (o di sovrapposizione [dei due diagrammi di apertura]). Per Illustrarne lo

r - - , - - - - - - - - - - - - - - -__r---.

0,6 AAS rispetto al PMI

(if

2000

5 1 ,o

a.

6 o

0,5

1 - - 45°

Cl

z

::J

Figura 2.21 Tipica influenza dell'anticipo al/' apertura AAS della valvola di scarico, rispetto aIPMI, sulla perdita di lavoro indicato per incompleta espansione dei gas nel cilindro e sulla riduzione del lavoro di espulsione, fatto dal pistone durante la corsa di scarico.

82

5 ----- 85°

U ...J

W Z W Z

0,3

o

Ci)

Cf)

w a: a.

0,2

0,1 IPMS

V

5000

nm [giri/min]

...-- -~ _:>._~

4 - - 75°

0,4

4000

4

2 --.55° 3 ......... 65°

a:

3000

~--r---""----.-----r---,

v

r - 1

VOLUME DEL CILINDRO

Figura 2.22 Un aumento del ritardo alla chiusura RCA della valvola d'aspirazione rispetto al PMI, produce una traslazione della curva di riempimento verso i regimi più elevati. Se la fasatura non varia con il numero di giri del motore, si accentuano però i riflussi di carica dal cilindro alle basse velocità.

...t

0,9

oIZ

W

~

0,8

/

.

C-

/

/

li: ~

w

cc

Ritardo alla chiusura valvola d'aspo RCA =

0,7

Ci W IZ W

U u::: u. w

o 1 non si ha alcuna fuoriuscita di carica fresca dallo scari~o, per cui la 3-1 (essendo dm au = O), integrata sull'intero processo, dà:

Per caratterizzare anche da quest'ultimo punto di vista il processo di lavaggio, conviene definire un terzo coefficiente di trattenimento o intrappolamento À. trr come rapporto fra la massa di carica fresca ma che resta nel cilindro e la massa totale mi fornita dalla pompa:

Ricordando le definizioni di: À. v ' À., e À. tr = À. v / À., si ottiene quindi:

3-10

3-12

Moltiplicando e dividendo il secondo membro per la solita massa di riferimento V Pa e ricordando la 3-9, si ha: poiché per valori À. , > 1, per l'ipotesi fatta, tutta la mas~a di carica fresca superiore al valore teorico V Pa esce dallo scarico mantenendosi À. v = 1. Gli andamenti delle relazioni 3-12 sono ri~ortati con linea a tratto nel diagramma di Figura 3. 7, individuando COSI due zone (tratteggiate nella figura) corrispondenti alle dU ipot~si limite fatte, 7 entro cui si vedrà ( paragrafo 3.5.3) che cadono I valOri À. v e À.1r per la maggior parte dei motori a due tempi reali.

3-11 il cui andamento è pure illustrato in Figura 3.7 e3.8. Si vede, allora, come l'aumento di À. v , ottenuto attraverso un incremento di À. porti ad una diminuzione di À. trr con conseguente maggior spesa di"energia per il funzionamento della pompa. Si può osservare, in particolare, come per À. , = 1,5 si riesca ad ottenere un buon riempimento (À. v = 0,78), pagato però con un Àtr= 0,52 (tollerabile solo per motori molto lenti, che danno luogo a piccole perdite di carico sulle luci), men-

3.4 0,9 Figura 3.8Andamento del coefficiente di riempimento ÌI." e di quello di trattenimento À, r in funzione del coefficiente adimensionale tjJ (indice del grado di sovralimentazione fornito dalla pompa), secondo /'ipotesi di miscelazione omogenea (coefficiente di lavaggio À, = 1,5).

108

o

f:?

IZ

z

UJ

UJ

::2

::i!

ii:

::i!

0,8

0,6

UJ

cc

o UJ

Z

UJ

~

l-

o

UJ

IZ

Coefficiente di efflusso

r - - - - - - - - - - - -___--., 0,7

UJ

0,7

IZ

C3

UJ

u...

C3

Li:

Li:

UJ

o o

u...

0,6

0,4 1,2

L--L--L-_..1.....-_..1.....-_...l....-_...l....-_-Ì----..!

0,8

0,9

1,0

COEFFICIENTE tjJ

1,1

UJ

o o

Per meglio chiarire il problema della potenza:spes~ per ott~nere un dato À. conviene fare riferimento al concetto di coefficiente di efflusso (vede~~ A-1 O), che si potrà applicare, nel caso del due te~pi,.sia alla luce di lavaggio che a quella di scarico separatamente, Indlcandone con C e C i rispettivi valori. Noti i valori geometrici delle aree delle luci, il pr~dotto: C,A, rappresenterà l'area efficace. istantanea, ossia la capacità di flusso delle luci di lavaggi? (fun,zlone del ~~~po o dell'angolo di manovella), mentre C.As mlsurera la capacita Istan- . tanea di flusso delle luci di scarico. Poiché durante il lavaggio il flusso di gas attraversa i due gruppi di luci in serie, si può semplificare concettualmente il fenomeno, so~tituen­ do (Figura 3.9) le due aree utili (C,A , e C.As) co~ un'area eqUivalente A scelta in maniera tale da offrire la stessa resistenza al flusso delle d~~ aree in serie. Benché questa sostituzione sia sempre possibile, una semplice relazione fra le grandezze in gioco si può ottenere solo introducendo le seguenti ipotesi semplificative: 1. il fluido sia incomprimibile, 2. l'energia cinetica generata sulla prima strozzatura si dissipi completamente nel volume interposto (cilindro) fra le due. In queste condizioni, la portata in massa risulta proporzionale al-

m

109

Figura 3.9Schematizzazione dei due gruppi di luci di lavaggio e di scarico in serie, mediante una sola area di flusso A "CV che smaltisca la stessa portata sotto la medesima differenza di pressione p, - P. tra il collettore di lavaggio e quello di scarico.

diverse disposizioni tipiche delle luci di lavaggio e scarico. In analogia con quanto visto per il quattro tempi al paragrafo 2.5.5 (vedere 2-20), si possono integrare i valori istantanei di AeqlAc in funzione della variabile S, in modo da ottenere la «permeabilità» dell'insieme delle due luci durante l'intero processo di ricambio del fluido (area tratteggiata in Figura 3.10). Quest'ultima, rapportata alla durata dell'intero ciclo deLmotore (2n per un due tempi), dà un coefficiente di efflusso medio C :

Pc'

p,

m,

~

m

C,A,

3-14

P,

P.

il quale sintetizza in un solo indice gli effetti: della fasatura, della variabilità delle sezioni di passaggio nel tempo e delle perdite fluidodinamiche attraverso le due serie di luci. Il suo prodotto per l'area di riferimento (C Ac = li eq), rappresenta infatti l'area equiva0,5

la radice quadrata del relativo salto di pressione, per cui si ottiene la relazi?ne cercata per Aeq con i semplici passaggi algebrici seguenti:

0,4 l.U l.U

m- C, A, Jp, - pc, = A.q !p, - ps

Cs As

=

p, - pc,

a:

«

Jpc, ~-;;.

= cost. = K

K2

_ _ _

Pc, - P.

o

(Cs As)2 '

K2

3-13

(A.q )2

A.q

=

1/ ,/_1_ + _1_ (C, V

A,)2

(Cs As)2

(e, A,)2 (Cs As )2 (e, A,)2 + (Cs As)2

Come esempio,. la Fig.ura ~. 10 riporta le tre funzioni: CtA, / Ac' C.As / Ac e Aeq IA c' adlmenslonahzzate tramite la sezione trasversale del cilindro (Ac= rrD2 I 4), in funzione dell'angolo di manovella S, per due

110

Figura 3. 10 Andamento, in funzione dell'angolo di manovella, delle aree efficaci di passaggio attraverso le luci di due tipici motori a due tempi: a) con pistoni contrapposti (diagramma riferito all'albero motore che controlla le luci di scarico), b) con lavaggio a correnti tangenziali o ad anello. Le aree sono adimensionalizzate per mezzo della sezione trasversale del cilindro Ac' L'area tratteggiata rappresenta la «permeabilità» dell'insieme delle due luci durante un ciclo.

0,3

i=

a:

oa... a... « a:

0,2

0,1

°

-80 ANGOLI DI MANOVELLA [0]

0,5 0,4

(b)

l.U

w

a:

«

0,3

i=

a:

oa... a... « a:

0,2

0,1

°

-80

-60

-40

-20

PMI

20

40

60

80

ANGOLI DI MANOVELLA [0]

111

I~nte media, ossia la sezione costante di passaggio che, durante l'mtero ciclo motore ed in condizioni di flusso ideali, smaltirebbe la stessa massa che attraversa l'insieme delle due luci in un ciclo Occorre poi tener presente che l'area di riferimento Ac che si è a~ dottata in questo caso è molto p.KJ grande di quella geometrica delle l~ci, per cl!!. i valori numerici di C risulteranno piuttosto piccoli (mediamente C = 0,03 + 0,04).

mente, funzione crescente della portata in massa mi (e quindi di ÌI.,) e della pressione P" la 3-17 ne ass!fura un rapido aumento al crescere di À, e di up ed al diminuire di C . Da questo fatto discende l'importanza di avere dei buoni coefficienti di efflusso, specialmente per motori con alte velocità medie del pistone. Sulla scelta del coefficiente di lavaggio, parametro fondamentale per la progettazione di un due tempi, si tornerà più avanti (vedere paragrafo 3.7), dopo aver completato l'analisi dell'influenza dei principali parametri del motore e delle sue condizioni di funzionamento sul processo di lavaggio, esaminando anche i risultati che si possono ottenere per via sperimentale.

Gr~iea~la3-14~ alla~efinizione di coefficiente di efflussoA-3, la portata media di lavaggio potra essere espressa dalla seguente relazione:

dove q" è la funzione di flusso comprimibile (introdotta al paragrafo A.4). D'altra parte, per la definizione 3-7 di À si ha anche: "

essendo: V = Ac C ed ii p = 2 C n. Il confronto fra i secondi membri della 3-15 e 3-16 permette di concludere che il salto di pressione P, / P., che la pomp~ di lavaggio deve assicurare per po~r garantire un certo À e funzione crescente del rapporto À, ii P / C , ossia: "

3.5 Analisi sperimentale del processo di lavaggio

3-17

~'~n.d~mento di .q~esta funzione è illustrato in Figura 3.11, per valori tipiCI di. a, (vel?clt? del suono nelle condizioni a valle della pompa di lavaggio). POlche la potenza assorbita da quest'ultima è, natural-

/

A questo proposito, si osserva che nel due tempi un rilievo accurato degli indici globali del lavaggio, risulta piuttosto difficile. Basta, infatti, pensare che la misura del coefficiente di lavaggio (À, = m 1/ V Pa) richiede una procedura analoga a quella vista, per il motore a quattro tempi, per la determinazione di Ày. Occorre, cioè, misurare la portata fornita dalla pompa mi (mediante un misuratore di portata dell'aria aspirata dall'ambiente, disposto ad esempio secondo lo schema di Figura 3.12) e rilevare le condizioni ambientali per avere Pa. Notevolmente più complicata è la misura di Ày per il motore a due tempi, per?hé bisogna determinare la quantità di carica fresca dispersa allo scarico.

400 m/s

A tale scopo sono stati proposti diverse metodologie [15], basate sull'uso di modelli o su rilievi eseguiti sullo stesso motore. Fra queste ultime ricordiamo le tre più comuni:

3.5.1 2,2 Figura 3. 11 Pressione (P,) necessaria per effettuare il "lavaggio del cilindro (rapportata alla contropressione allo scarico p,J, in funzione della velocità corretta: À, up/ C. Sono state considerate tre diverse condizioni fisiche tipiche a valle della pompa di lavaggio, sintetizzate dai corrispondenti valori della velocità del suono a,.

112

cl;

-O O

CE

« O

1,8

CI)

a, = 300 m/s

.)

CI)

uj

/

p'M

2,0

IS;

/

p,

1,6

lJ.J

a: c.. O

I

a

./

1,2

,./

CI)

I

/

=

./ / ,

Pmi = 11i

~

1,0

O

200

400

RAPPORTO À,

Prove su motori al banco

1. Metodo della pressione media indicata. Ci si basa sUll'espressione analitica di questa grandezza (vedere la 1-40):

'

~-

uj lJ.J

,

/

,

/_/

:5 a: c..

/

,

,///

(!J

~

/

/

/

/

/

Il / '

/ ,. /a,

1,4

Data la complessità dei fenomeni in gioco, le conoscenze di base sull'andamento del processo di lavaggio in un due tempi, non possono che essere completate ed approfondite attraverso una loro analisi sperimentale [6 + 15]. Essa sarà rivolta sia a misurare gli indici globali Àve Àjr definiti al paragrafo 3.3, sia a rilevare i dettagli delle condizioni di flusso che si realizzano nel cilindro durante il processo di sostituzione della carica, per individuarne i punti deboli: zone non lavate, fenomeni di cortocircuito, ecc. In questo paragrafo, dopo aver ricordato le metodologie usate per effettuare prove direttamente su motori reali al banco ed i rilievi che si possono eseguire su modelli di simulazione del processo in laboratorio, si riporteranno i principali risultati conseguiti con questo tipo d'indagine.

600

up / C

[m/s]

800

1000

Ày Pa

Hi / a

che viene rilevata dal diagramma indicato (medio per tener conto della dispersione ciclica: vedere paragrafo 10.2.3). Se il motore è alimentato con una miscela omogenea, di composizione a nota, (per questo motivo il metodo si applica solo a motori a carburazione), e 113

potere calorifico H i , rilevate le condizioni ambientali (da cui si ha p..), per ricavare dalla relazione precedente À v ' rimane da valutare solo il rendimento indicato 'fii. Questo si può ottenere dal corrispondente valore relativo ad un quattro tempi funzionante in condizioni di similitudine con il motore in esame, moltiplicato per un coefficiente riduttivo (0,85 + 0,95: vedere paragrafo 3.1), dedotto dal confronto fra i cicli indicati dei due motori.

2. Metodo basato sull'analisi dei gas di scarico. Consiste nella miil quale deve essere iniettato sura della portata di combustibile a luci chiuse per essere sicuri che non si disperda allo scarico (il metodo è quindi applicabile solo a motori ad iniezione nel cilindro, e valutato a = si può ricavare e Diesel o Otto). Noto quindi direttamente ).... Per la determinazione di a si esegue l'analisi di un campione dei gas presenti nel cilindro verso la fine dell'espansione, prima che inizi il lavaggio. Si valuta quindi a attraverso diagrammi sperimentali (del tipo di Figura 6.4), che legano la composizione dei gas di scarico al rapporto aria/ combustibile. Il prelievo del campione può essere effettuato mediante un'apposita valvola campionatrice che si apre (controllata elettronicamente) all'interno del cilindro od all'altezza della luce di scarico, in modo da raccogliere solo i gas combusti non inquinati dal lavaggio. 3. Uso di gas traccianti. Questo metodo si basa sull'uso di piccole quantità di un gas (esempio: monometilammina), che si suppone bruci completamente alle temperature elevate che si hanno nel cilindro durante la combustione, ma resti totalmente inalterato alle più basse temperature che si hanno durante il lavaggio (il limite del metodo sta nella difficoltà di rispettare queste ipotesi). Il gas tracciante viene mescolato con la carica fresca in percentuale a nota (misurata attraverso l'analisi chimica di un campione). Se b è la frazione rilevata nel fluido che esce dal condotto di scarico, vale evidentemente la relazione:

1-

Misura consumo di combustibile IMt~ca portala d'acta

mc,

mc

ma/mc,

ma

3-18 Nei piccoli motori Otto a due tempi, partendo dal presupposto che non esista O 2 nei gas combusti (perché alimentati da una miscela ricca), si utilizza spesso l'ossigeno della carica fresca come gas tracciante [15]. La misura della percentuale di O2 presente nei gas scaricati (vedere Figura 3.12), permette di risalire alla frazione di carica fresca cortocircuitata e quindi, attraverso la 13-18 al coefficiente di riempimento )....

3.5.2

Rilievi su modelli

Poiché il rilievo dei parametri globali su motori reali (funzionanti al banco prova), risulta dispendioso e complesso, il lavoro di messa a punto del due tempi viene spesso eseguito su modelli in scala opportuna o mediante apparecchiature di simulazione del processo di lavaggio. La casistica di queste prove è molto ampia, distinguendosi tra i modelli usati, quelli con moto dell'aria in regime stazionario od instazionario, con stantuffo fisso od in moto, con possibilità o meno

114

Serbatoi di smorzamento Trasduttore di pressione

L---- Analizzatore di O L

__

~~

2

--~

. .. .. . I ffi· nte di lavaggio e di quello di trattenimento. Figura 3. 12 - Schema del dispOSItIVO per Il nllev~ de c?e :~:: mediante un viscosimetro posizionato tré! La portata d'aria che entra nel carter-po~p~ vienI:! mlsu. e Un ventilatore permette di mantenere I~ due serbatoi di smorzament~ del:? oscillaz~n: c~~r:,!~~~~ (~inCendo le perdite di carico del gruppo di valore di pressione atmos~enc'!ll aol el'Jf!:!s:r~ df/avaggio (sovralimentando la pompa). misura), oppure di far vanare I c II,

di ri rodurre la fase di scarico spontaneo, ecc. Il cilindr~ è spesso real\zzato in materiale trasparente, in modo da P?ter se~~.lre ct~nd~: cine resa ad alta velocità o con una telecamera I c~mpl . I mo .

~~~~~~r~i ~~v~~~~O~~li;~~c~~i~~i~ii ~~~a~~~~~,e~~I~~:I~~~~i~~~~~~ espanso, metaldeide*, ecc. . .. , Più recentemente si sono applicate anche al due tempi le ~os.SI.~lllt~ fferte dall'anemometria a filo caldo od a luce la~er [27], p~r Indivi ua. o el dettaglio i campi di velocità delle vane co~re~tl du~ante I1 re n . t ro osito occorre ricordare Il tipO di prova lavagglr : ~~~~ d~ J~nte [7] (facendo uso delle tecniche allora ~~~~~~i~iIi ~e~ rilevare l'andamento dei flussi), ch~ ~a ~ato un contributo notevole alla comprensione. dei fenomeni e a conseguente sviluppo del motore a due tempI. , .. 11 test di Jante prevede che sulla ~om~ita del CIlindro, asportata ~a testata venga posizionato un pettine girevole, format.o da una sene d· ·cc~1i tubi di Pitot. Simulate le condizioni di lavaggio, ?all.a le~ura d~~ pressioni dinamiche è possibile allora risalire alla distribuzione 0C

.

ò essere mescolata al fluido di

~a;:g~~t~:~oe~:t~ug~:~s~.1~~sa ~i~~~a~I~~u poi quando i gas si raffreddano espandendosi nel cilindro.

115

----

I --~-

---~

~--~

la testa del pistone e con la parete del cilindro, per form~re:

~~ofl~~;O compatto che risale il cilindro, ~on i valori, più eleva~1 di velocità in prossimità della parete e velocita pressoc~e nulle sU,dl un piano passante per l'asse del cilindr~ e perp~ndlc.olare ~II asse di simmetria delle luci, in modo da eVitare ogni pencolo di corto-

Lato

Lato

Latp

lavaggio

scarico

lavaggio ~~~~J

circuito. Anche i coefficienti globali che descrivono il lavaggio (ad es~mpio: ì..,J. ossono essere determinati con maggiore accurate~za (ns~etto al ~Iievi fatti su motori al banco), utilizzando app~recchlature .nprod~­ centi il processo in condizioni controllate: La Figura ~. 14 np~~a ~ schema di un dispositivo [14] capace di simulare .~n smgol? CIC o I lavaggio (mediante anidride carbonica) di un CIlindro (di vOlu~)e costante), pieno di un gas di composizione n~t.a (gene:ralmente: ':lna . Alla fine del ciclo il contenuto in CO 2 .del. CIlindro viene esaminato mediante analisi chimica, in modo da nsallre a ÌI.v attraverso la 3-18.

--1 1 COn la soluzione a carterpompa), le considerazioni generali di questo paragrafo consigliano valori_~jj À,I sensibilmente inferiori e tanto più bassi quanto più modesto è C e quanto più importanti SOnO i consumi globali e la qualità dei gas di scarico.

200

-----

-------

-- --

= 15

",/

,/ .-/

Velocità media de/pistone

/

u

p

- - - - - ---

~

0,6

u[m/5)

0,8

-----1,0

1,2

15 10 /10 5 5 -3

1,4

1,6

[m/5]

Valori di coefficiente di lavaggio À 10pt che ottimizzano la potenza sviluppata ed il rendimento globale del motore, in funzione della velocità media del pistone up e del coefficiente di efflusso medio (C ) À 10Pt

per C

= 0,03

À 10Pt per

C

",,0,04

~~~~.~~~~~~

massima potenza

minimi consumi

massima potenza

minimi consumi

5

> 1,4

1,1

> 1,4

> 1,4

10

1,4

0,9

> 1,4

1,2

15

1,0

0,8

1,4

1,1

COEFFICIENTE DI LAVAGGIO ÀI

131

poi ridursi durante quella successiva di compressione. Alla variazione del volume totale per giro dell'albero si dà il nome di cilindrata V;c totale del compressore. La portata massica che attraversa la macchina sarà allora proporzionale a V;c ed al regime di rotazione nc:

m

3-21 attraverso il coefficiente di riempimento del compressore Àvc' che diminuisce al crescere della velocità (maggiori perdite di carico) e del salto di pressione (maggior importanza acquistata dallo spazio morto e dal trafilamento). Per poter fare dei facili confronti tra tipi di compressori diversi o aventi differenti dimensioni, nel legare le portate smaltite ai lavori di compressione, conviene fare riferimento a grandezze adimensionali. La può allora essere divisa per una portata di riferimento m*, pari alla portata massica ideale critica (ossia sonica) nelle condizioni d'ingresso, attraverso un'area caratteristica della macchina (A2 = lt d 2I 4,con d = dimensione caratteristica del compressore: diametro del pistone o del rotore), ossia per la A-6:

m

m* = A

2 P01

a 01 [21

(k+1)](k+1)/2(k-1)

3-22

mentre il regime di rotazione nc può essere espresso attraverso il rapporto u I a (u = velocità media del pistone o di trascinamento del rotore; a = velocità del suono alla temperatura di ingresso).

Figura 3.28 Curve caratteristiche dei compressori volumetrici (a) e turbodinamici (b), di interesse per il lavaggio del cilindro o la sovralimentazione di un motore a combustione interna. La prevalenza fornita Pc I P. (Pc = pressione di mandata del compressore, P. = pressione di aspirazione) viene espressa in funzione della portata massica adimensionale (a regime del compressore costante).

10 8 6 4

Lavoro isoentropico Lavoro compro reale

ula = 0,2a\o,24,28

3

Pc Pa

/

u Icr.. ,01

"

1,2

/

0,90 ........ ") ..--:

0,0040,0060,01

0,02

0,04 0,06 0,1

0,2 0,30,4 0,6 0,8

mlm* (a) .

4

/

ii/a = 1~2' ula = 0,9,.{

3

° °7 ,?11.'"t.. 082' 0,8&\) ,/!tx' 0,80 1,1

Singolo s~adio centrifugo

Pc Pa

:--=-=--:: 1,2

1. le linee a regime costante sono molto ripide, ossia vi è una piccola diminuzione di portata (dovuta al calo di Àvc) al crescere del rapporto di compressione;

1,1

°

lla: = 0,81 '"" _ _ Cost. ula

1,4

Dall'esame di queste curve si possono ricavare per i compressori volumetrici le seguenti proprietà:

08 " I

,

"A~)

1'~Z'\ 9 ,:)(

84

0'7~'~ ~'7~0,75=1l,c

f.. h r •

,5;:--{

."

ula =

Cost. ll,c . Pompagglo

/Y

O'y'

lO stadi assiali

0,8,

z..\

1,08

2. Pcl Pa è pressoché indipendente dal regime di rotazione, per cui si

1,06

può ottenere una alta pressione di mandata anche con basse portate volumetriche;

1,04 r

4. non vi sono zone di funzionamento instabile.

\

\I

2 1,8 1,6

3. la portata massica è pressoché proporzionale al regime di rotazione ed indipendente dal rapporto di compressione;

°

/ 0,02 0,15 '" 0, ,/" 0,015 _ I l Lisholm 0,7 ula = O,O~ Roots " 08 / / _ I ll.c = 0,75 llac - 0,70 0,80/ /

2 1,8 1,6 1,4

Fissate le condizioni di aspirazione ed il tipo di fluido (aria), il lavoro di compressione risulta allora funzione del solo salto di pressione Pc I Pa' Con queste assunzioni, in Figura 3.28 sono riportate le linee caratteristiche Pc I Pa = f (m I m*) a regime costante (ossia ad ula = costante). Sono inoltre segnate (a tratti) le curve ad isorendimento, avendo caratterizzato lo scostamento della compressione reale da quella isoentropica mediante il rendimento adiabatico del compressore:

l]ac

Pistone

0,01

0,71Singolo stadio 0~6 asslale/,"V. 0,5, /

~

0,89

ll,c = 0,90 0,02 0,030,04 0,06 0,1

0,2 0,3 0,4 0,6 0,8 1

(b)

La seconda categoria di compressori che ci interessa, quella dei

132

133

compressori (turbo) dinamici, comprende il tipo centrifugo e quello assiale. Il primo è più comunemente usato come macchina accoppiata ad un motore alternativo, sia perché può fornire con un solo stadio le pressioni che generalmente sono richieste, sia per ragioni di costo, ingombro, robustezza, elasticità di funzionamento, ecc. Il compressore assiale, invece, dovrebbe essere sempre usato in una soluzione a più stadi, per poter raggiungere le pressioni di mandata necessarie. L'andamento delle curve caratteristiche di questi compressori sono riportate sempre in Figura 3.28 ed evidenziano le seguenti proprietà: 1. le linee a regime costante hanno una diversa pendenza: per i compressori radiali hanno un andamento praticamente orizzontale per basse portate, ma calano rapidamente al crescere di m*; per gli assiali le linee sono sempre fortemente decrescenti in funzione della portata;

m/

2. il rapporto di compressione ottenibile è strettamente legato al regime (cresce pressoché con n c2 , a rendimento costante), per cui non è possibile ottenere alti rapporti di compressione con piccole portate;

accettabile solo per motori destinati a funzionare a regime pressoché costante (generatore elettrico) o quando la coppia può ridursi con n 2 (motore che trascina un'elica navale od aeronautica), mentre risulta insoddisfacente per motori destinati alla trazione stradale o ferroviaria. In Figura 3.30 è illustrato in dettaglio il principio di funzionamento del carter-pompa, che assicura chiaramente valori del coefficiente di lavaggio ÀI inferiori all'unità, a causa dei bassi riempimenti ("-ve) del carter. Per aumentare questi ultimi, si deve rendere minimo lo spazio morto della pompa, tenendo conto della geometria delle masse equilibratrici dell'albero motore. Una grossa influenza, però, è anche esercitata dalla soluzione adottata per fare entrare la miscela fresca nel carter. La via più semplice consiste nell'utilizzare una «terza" luce (dopo quella di scarico e di lavaggio) controllata dal pistone (Figura 3.30). In questo caso, la durata della fase di aspirazione della pompa è determinata dall'altezza della luce e risulta simmetrica rispetto al

3. la portata dipende dal regime di rotazione ed è fortemente influenzata da Pc / Pa; 4. esiste una zona di instabilità alla sinistra della linea di pompaggio, dove la pressione di mandata è soggetta a grandi pulsazioni, mentre le prestazioni diventano insoddisfacenti. Si deve inoltre notare che, quando il compressore funziona nelle condizioni di Y]ae ottimo, basta una piccola diminuzione della portata perché esso vada soggetto a pompaggio. Per le ragioni ora viste, come pompa di lavaggio per il motore a due tempi si fa largo uso di compressori volumetrici: dal tipo alternativo a pistoni (doppio effetto e valvole automatiche unidirezionali a lamelle), ampiamente usato per i Diesel lenti (Figura 3.29-a); a quello rotativo Roots (Figura 3.29-c) adottato sui motori di medio alesaggio, perché presenta un ingombro sensibilmente inferiore al tipo a pistone; alla soluzione carter-pompa (Figura 3.29-b), che presenta il vantaggio della semplicità meccanica, basso costo, assenza di perdite ulteriori (oltre quelle del motore) per attrito ed un modestissimo incremento di ingombro e peso. Tutte queste soluzioni sono in grado di assicurare una massa d'aria di lavaggio per ciclo mi (e quindi un coefficiente di lavaggio À I) pressoché indipendente dal regime di rotazione del motore (proporzionale a quello del compressore) e dall'eventuale incremento della pressione di mandata. Di conseguenza, ÀI tende a rimanere costante anche quando le luci vengono parzialmente ostruite dai depositi od i condotti offrono una maggior resistenza al passaggio del fluido (silenziatore, turbina sullo scarico, ecc.), nel qual caso owiamente aumenta la potenza assorbita dalla pompa. Quando invece si usa un compressore centrifugo come pompa di lavaggio (vedere Figura 3.29-d) , la pressione di lavaggio cresce all'incirca con n 2 e la portata è fortemente influenzata dal regime di rotazione del motore e dalla resistenza globale offerta dai condotti di aspirazione e di scarico. Di conseguenza, questa soluzione risulta

134

(a)

(c)

(b)

(d) I ~~~

Figura 3.29 - Tipici esempi di pompe di lavaggio per motori a due tempi: a) alternativa a pistone e doppio effetto (per motori di grandi dimensioni); b) carter- pompa (per piccoli motori Otto); c) rotativa tipo Roots (per Diesel di media potenza); d) compressore centrifugo (per motori funzionanti a regime costante).

135

1

1

(b) 10 TEMPO

(a)

l

Figura 3.31 - Valvole ad apertura automatica a lamelle per il controllo della luce di ammissione del carterpompa: a) una o più lamelle tra loro parallele; b) lamelle disposte a piramide.

1

Migliori risultati si ottengono con valvole automatiche, formate da una o più (per ridurne l'inerzia) lamelle elastiche (Figura 3.31), la cui flessione è comandata dalla depressione nel carter e limitata da

j

20 TEMPO

-.-

(e)

(f)

Figura 3.30 - Principio di funzionamento del carter-pompa: - 10 tempo (compressione ed accensione nel cilindro): chiuse le luci di lavaggio, il pistone genera depressione nel basamento, richiamando vi la carica fresca; - 2 0 tempo (combustione ed espansione nel cilindro): nella sua corsa di discesa il pistone comprime la carica fresca nel basamento e la trasferiscono nel cilindro.

PMS. Ogni ampliamento della feritoia inteso ad aumentare l'anticipo d'apertura, comporta un uguale ritardo di chiusura. L'intera durata della fase è quindi subordinata alla possibilità di realizzare ampi ritardi alla chiusura sfruttando l'inerzia (che è funzione del quadrato del regime di rotazione) della colonna di gas freschi, che li spinge verso la pompa, nonostante l'aumento della pressione nel carter dovuto all'abbassarsi dello stantuffo.ln altre parole, il riempimento della pompa è sensibile al numero di giri del motore. Quindi un certo anticipo di apertura (60 0 + 80 0 ) della luce, adatto ad esempio per il regime di massima coppia, risulta eccessivo quando la velocità diminuisce ed insufficiente quando aumenta.

136

(b)

Figura 3.32 Valvola a disco rotante trascinata direttamente dall'albero motore, per il controllo della luce di ammissione al carter-pompa. Con la tipica 'fasatura indicata in figura, il condotto d'aspirazione del carter rimane completamente aperto per ben 110 0 per ogni ciclo.

l Apertura luce = 190 0

137

I

~-

_.------

L____

L~--

K

- - -----

p

p

PMS

PMS

PMI

PMI

appositi arresti per impedirne deformazioni permanenti (vedere anche la Tavola 11). Alla loro elasticità è affidata la chiusura, quando si ferma il flusso della carica, mentre la tenuta è assicurata dalla pressione che si crea nel carter alla discesa del pistone. !Jh'

~\;

Con entrambe le soluzioni, le perdite di carico in aspirazione possono essere minimizzate (Figura 3.33), usando condotti corti e di grande diametro (non si deve più giocare sull'inerzia della colonna gassosa) e mantenendo aperto il condotto per un tempo più lungo. Tutto questo comporta un miglior riempimento del carter-pompa, con una minor spesa di lavoro di compressione ed una maggiore pressione di lavaggio.

p

p

PMS

PMS

-PMI

~1

In alternativa, si può far ricorso ad una valvola a disco posta in rotazione dall'albero motore. Questo è sagoìnato opportunamente (vedere Figura 3.32), in modo da prowedere ad aprire e chiudere la luce di immissione al carter secondo la fasatura voluta. La tenuta è anche in questo caso affidata alla pressione interna, che fa aderire il disco alla parete del condotto, quando essa diventa necessaria; mentre in assenza di pressione nel carter, fra disco e parete non si creano attriti.

PMI

~( ..-.....--

(a)

p

p

PMS

PMS

PMI

PMI

, !

(b)

Figura 3.33 - Andamento schematico della pressione nel carter-pompa in funzione dello spostamento del pistone: a) luce d'aspirazione controllata dal pistone; b) luce d'aspirazione controllata da disco rotante. Le minori depressioni prodotte durante la fase di aspirazione, portano nel secondo caso ad un lavoro globale di compressione (area tratteggiata) più piccolo.

138

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140

141

Schematicamente, si può dire che ai sistemi di aspirazione e scarico vengano affidati i seguenti compiti: 1. favorire con il loro comportamento dinamico il processo di sostituzione del fluido di lavoro alla fine di ogni ciclo ed il riempimento del cilindro con la carica fresca; 2. collegare dal punto di vista fluidodinamico il motore ad un eventuale gruppo di sovralimentazione, che aumenti artificialmente la densità dell'aria con cui il motore viene alimentato; 3. attenuare il rumore di natura gasdinamica in aspirazione e scarico, dovuto al sistema di onde di pressione prodotte dall'instazionarietà dei processi che vi hanno luogo; 4. offrire una soluzione adeguata a diverse esigenze di natura pratica come: garantire un buon filtraggio dell'aria aspirata, presentare una resistenza meccanica ed una durata funzionale adeguata, permettere un facile accesso agli organi del motore eventualmente coperti, adattarsi allo spazio disponibile, ecc.

Sistemi di aspirazione e scarico

4. 4.1 Funzioni dei sistemi di aspirazione e scarico

I motori sono collegati con l'ambiente esterno, da cui aspirano aria all'inizio di ogni ciclo ed in cui scaricano i gas combusti alla fine, da sistemi di condotti e volumi che risultano in genere piuttosto compiessi. Per fissare le idee, si può fare riferimento alla Figura 4.1, che mostra lo schema del gruppo di aspirazione e scarico di un motore bicilindrico con turbosovralimentazione ed interrefrigerazione. Owiamente, al crescere del numero delle funzioni svolte e di quello dei cilindri del motore, la complicazione della struttura aumenta ulteriormente.

Le funzioni citate al punto 1 costituiscono l'oggetto del presente capitolo; quelle del punto 2 sono trattate nel prossimo, nell'ambito delle problematiche più generali inerenti la prattca della sovralimentazione; quelle del punto 3 vengono affrontate al Capitolo 13, al momento dell'analisi dell'impatto dei motori sull'ambiente esterno; mentre le esigenze pratiche succintamente elencate al punto 4 non vengono ulteriormente approfondite, perché tali tematiche esulano dai limiti posti alla presente trattazione.

4.2 Condizioni di moto dei fluidi

Condotti d'aspirazione Filtro aria Condotti di scarico

Turbocompressore

Silenziatore

Figura 4.1 - Sistema di aspirazione e di scarico di un bicilindro turbosovralimentato con interre~rif!erazione d~lIa carica pri'!1a del/'inv~o ai ci~ir:dri. L'aria aspirata dall'ambiente vien~ filtrata per ellml.nare.'e partlc~lIe c~pacl dI usur~re (J/t orgam mterni del motore; mentre i gas combusti passano in un stlenzlatore prima dI essere sCariCatI, per attenuare il rumore irradiato nell'ambiente.

142

In un motore alternativo, alla fine di ogni ciclo, il cilindro scarica con discontinuità i gas combusti nell'ambiente circostante e da esso aspira la nuova carica. Il flusso dal cilindro al condotto di scarico e da quello di aspirazione al cilindro è chiaramente instazionario, così come il sistema di onde di pressione e di velocità che dal cilindro si propaga ai condotti e da questi passa in parte all'ambiente esterno. La Figura 4.2 illustra nel dettaglio questo processo nel caso particolare della fase di scarico di un motore a quattro tempi. Nel momento in cui la valvola incomincia ad aprire, la pressione nel cilindro è pari a 4 + 8 volte la pressione atmosferica, mentre nel condotto essa è prossima al valore ambiente. Il salto di pressione attraverso la valvola è quindi superiore a quello critico (Figura 4.2, posizione 81) ed il gas è accelerato fino a raggiungere la velocità del suono nella sezione ristretta della valvola. A questa condizione di blocco sonico, segue un'onda d'urto (vedere diagramma sul piano T - S di Figura 5.5-b), attraverso cui esso si espande fino alla pressione del condotto. Qui il gas si trova inizialmente in quiete, ma la sua pressione (dal lato valvola) cresce rapidamente (nel caso di volume del condotto relativamente piccolo), a causa dell'inerzia del sistema. Occorre infatti un certo tempo per accelerare la colonna di gas presente nel condotto ed awiare la sua fuoriuscita dall'altro estremo. Man mano che la valvola procede nella sua apertura (Figura 4.2, posizione 8), il salto di pressione andrà diminuendo, perché la pressione nel ci-

143

lindro si riduce progressivamente per la fuoriuscita dei gas, mentre quella nel condotto continua ad aumentare, fino a che la portata di gas proveniente dalla valvola è superiore a quella che si scarica all'altro estremo. Quando questa condizione si inverte (Figura 4.2, posizione: 83 ), la pressione prenderà a diminuire anche nel condotto. Talvolta può anche avvenire che il primo impulso di pressione venga riflesso dal sistema di scarico dando luogo ad un secondo massimo (Figura 4.2, posizione: 84 ) più o meno differenziato dal primo, durante la fase di scarico forzato dal cilindro.

te terminale del quale passano all'ambiente sotto forma di onde sonore. Nel Capitolo 13 sarà esaminato più in dettaglio il problema del rumore prodotto, mentre in questo capitolo ci si propone di studiare l'effetto che queste onde producono all'altro estremo dell'impianto: quello comunicante con il cilindro. E intuitivo, infatti, che queste oscillazioni di pressione (dell'ordine di qualche centesimo di MPa, nei motori veloci) interferiranno con il processo di riempimento o di lavaggio del cilindro, favorendolo od ostacolandolo. In Figura 4.3 viene mostrato l'andamento tipico della pressione nei condotti di aspirazione e di scarico dal lato valvole, per un motore d'autovettura. " fatto, ad esempio, che la valvola d'aspirazione incominci ad aprire quando vi è un picco positivo di pressione e soprattutto chiuda in corrispondenza di un ventre positivo ancora più marcato, favorisce ovviamente il riempimento del cilindro. Analogamente, se si ottiene in prossimità della valvola di scarico un picco negativo di pressione, verso la fine dello scarico (ossia durante l'incrocio), si avrà un buon lavaggio della camera di combustione .

In ogni caso, con questo meccanismo, all'ingresso del tubo di scarico, si produce una serie di onde di pressione che si propagano poi lungo l'impianto di scarico, riflettendosi parzialmente ad ogni discontinuità ed interferendo con altre onde di pressione eventualmente incontrate, fino a raggiungere la sezione terminale del sistema, da cui si irradiano parzialmente nell'atmosfera. Analogamente, il susseguirsi delle fasi di aspirazione genera un insieme di onde di depressione nel sistema di aspirazione, dalla par-

. La via diretta per determinare l'influenza di un dato sistema di aspirazione o di scarico sul riempimento consiste naturalmente nello studiare il moto comprimibile ed instazionario dei fluidi nei condotti, in modo da conoscerne l'evoluzione nel tempo durante l'intero ci-

Scarico Aspirazione

Figura 4.2Andamento, in funzione dell'angolo di manovella delle pressioni nel cilindro Pcl e nel condotto di scarico p, durante il processo di sostituzione della carica. Nel caso in cui il condotto abbia un volume piccolo, rispetto a quello del cilindro, si forma un impulso di pressione che può influenzare: il processo di sostituzione della carica nel cilindro, l'energia trasmessa ad un eventuale turbocompressore, il rumore irradiato verso l'ambiente.

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144

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