`Sviluppo di modelli di simulazione per motori Diesel Euro 5 ed Euro

POLITECNICO DI BARI
DOTTORATO DI RICERCA
IN INGEGNERIA DELLE MACCHINE
XXI Ciclo
Curriculum:Macchine a fluido (SSD ING-IND/08)
Sede di Bari
‘Sviluppo di modelli di simulazione
per motori Diesel Euro 5 ed Euro 6
ad elevate prestazioni’
Dottorando
Ing. Ivan Fanelli
Relatori:
Controrelatori:
Ch.mo Prof. Bernardo Fortunato
Ch.mo Prof. Cesare Pianese
Ch.mo Prof. Sergio Camporeale
Coordinatore:
Ch.mo Prof. Michele Napolitano
A.A. 2009 – 2010
Sommario
In vista delle delle prossime normative riguardanti i limiti sulle emissioni delle autovetture durante i
cicli di prova, è sempre più importante ridurre le emissioni ai bassi e medi carichi attraverso l’uso
della tecnica di ricircolo dei gas di scarico (EGR). Lo sviluppo di strategie di controllo può essere
notevolmente migliorato attraverso modelli di simulazione capaci di predire accuratamente il
comportamento del motore e le sue emissioni nell’intero campo di funzionamento, e in modo specifico
ai bassi carichi quando il turbogruppo lavora a basse velocità di rotazione ed in prossimità della linea
di pompaggio.
La modellistica del turbogruppo è pertanto estremamente importante per simulare il motore in tali
condizioni di funzionamento. In questo contesto, i metodi più accurati fanno uso delle curve
caratteristiche del compressore e della turbina. Spesso le mappe del compressore e della turbina fornite
dal costruttore non riportano i dati relativi a basse velocità di rotazione e bassi rapporti di pressione.
Lo scopo di questo lavoro è valutare le mappe della turbina e del compressore in queste regioni della
mappa, allo scopo di poter procedere con le simulazioni del motore ai bassi carichi e/o con elevate
percentuali di EGR. Pertanto sono stati sviluppati metodi che permettono di estendere le mappe del
turbogruppo nelle zone di interesse, tenendo conto della geometria e della velocità di rotazione del
turbogruppo. Per il compressore è stata proposta una tecnica basata sulla similitudine fluidodinamica.
Per l’estrapolazione delle mappe della turbina, sono stati proposti due modeli basati sull’analisi del
flusso lungo la linea media. Questi modelli sono stati applicati per estendere le mappe di un
turbogruppo con turbina a geometria variabile (VGT) montato su un motore Diesel sei cilindri. Due
sequenze di prove a basso carico con variazione della quantità di gas combusti di ricircolo (EGR) sono
state simulate. Il confronto fra risultati delle simulazioni e dati sperimentali mostra che i metodi
proposti permettono di effettuare simulazioni accurate del motore nei punti a basso carico e con
elevate percentuali di EGR durante i quali il turbogruppo lavora in regioni della mappa lontane da
quelle generalmente riportate dal costruttore.
1
Indice
Sommario
1
Indice
2
Lista dei simboli
7
Introduzione
12
1 Caratteristiche tecniche ed evoluzione del motore Diesel
17
1.1
Applicazioni del motore Diesel ................................................................................................ 19
1.2
Evoluzione delle prestazioni del motore Diesel. ...................................................................... 20
1.2.1
1.2.1.1
I sistemi di iniezione ................................................................................................ 21
1.2.1.2
Tecniche per incrementare il coefficiente di riempimento del motore..................... 25
1.2.2
Potenza specifica................................................................................................................ 27
1.2.2.1
Tecniche di sovralimentazione................................................................................. 30
1.2.2.2
Sistemi di refrigerazione della carica fresca nei motori sovralimentati ................... 32
1.2.2.3
Sistemi di sovralimentazione di ultima generazione................................................ 34
1.2.3
1.3
Consumo specifico............................................................................................................. 20
Piacere di guida.................................................................................................................. 34
1.2.3.1
Sovralimentazione a comando meccanico ............................................................... 36
1.2.3.2
Sovralimentazione con turbogruppo a gas di scarico............................................... 38
1.2.3.3
Il sistema ad impulsi................................................................................................. 38
1.2.3.4
Il sistema a pressione costante ................................................................................. 39
1.2.3.5
Sovralimentazione con valvola allo scarico ............................................................. 40
1.2.3.6
Sovralimentazione con turbina a geometria variabile .............................................. 41
1.2.3.7
Sistemi di sovralimentazione combinati .................................................................. 44
Analisi delle quote di mercato del Diesel................................................................................. 49
2 Normative per il contenimento delle emissioni dei veicoli con motori Diesel
2.1
56
Prodotti della combustione nei Diesel ...................................................................................... 57
2
2.1.1
Il monossido di carbonio.................................................................................................... 58
2.1.2
Gli ossidi di azoto .............................................................................................................. 59
2.1.3
Gli idrocarburi incombusti................................................................................................. 61
2.1.4
Il biossido di zolfo ............................................................................................................. 62
2.1.5
Le polveri sottili................................................................................................................. 64
2.1.6
L’anidride carbonica .......................................................................................................... 67
2.2
Normative antinquinamento relative ad i veicoli con motore Diesel ....................................... 70
2.2.1
Euro 1................................................................................................................................. 75
2.2.2
Euro 2................................................................................................................................. 78
2.2.3
Euro 3................................................................................................................................. 79
2.2.4
Euro 4................................................................................................................................. 80
2.2.5
Euro 5 ed Euro 6 ................................................................................................................ 81
3 Nuove tecnologie per il controllo delle emissioni e sistemi di post-trattamento
3.1
83
La formazione degli inquinanti................................................................................................. 83
3.1.1
Gli ossidi di azoto (NOx).................................................................................................... 84
3.1.2
Il particolato (PM).............................................................................................................. 84
3.1.3
Gli idrocarburi incombusti (HC)........................................................................................ 87
3.1.4
Il monossido di carbonio (CO) .......................................................................................... 88
3.2
Evoluzione delle tecniche di abbattimento delle emissioni nei motori Diesel ......................... 88
3.3
Nuove strategie di combustione ............................................................................................... 93
3.3.1
La formazione della carica omogenea ............................................................................... 95
3.3.2
Il controllo della combustione ........................................................................................... 96
3.3.2.1
Il sistema VCR ......................................................................................................... 98
3.3.2.2
Il sistema VVT ......................................................................................................... 98
3.3.3
Partenza a freddo................................................................................................................ 99
3.3.4
Controllo delle emissioni ................................................................................................... 99
3.4
Sistemi di trattamento dei gas di scarico ................................................................................ 100
3.4.1
Generalità sui catalizzatori............................................................................................... 100
3
3.4.2
Catalizzatore ossidante..................................................................................................... 103
3.4.3
Sistemi De-Nox................................................................................................................ 104
3.4.4
Filtri antiparticolato ......................................................................................................... 109
3.4.4.1
Sistemi chiusi (wall-flow) ...................................................................................... 110
3.4.4.2
Sistemi aperti (flow-through) ................................................................................. 111
3.4.4.3
Tipologie di rigenerazione ..................................................................................... 111
4 Possibili architetture dei motori
4.1
114
Sovralimentazione a due stadi ................................................................................................ 114
4.1.1
Sovralimentazione a due stadi nei motori dei veicoli ad uso commerciale ..................... 115
4.1.2
La sovralimentazione a due stadi nei motori delle autovetture........................................ 117
4.2
Gli schemi per il ricircolo dei gas di scarico .......................................................................... 120
4.2.1
HP Loop EGR .................................................................................................................. 120
4.2.2
LP Loop EGR .................................................................................................................. 122
4.2.3
Sistema ibrido (HP+LP loop)........................................................................................... 124
4.2.4
Sovralimentazione nei motori forniti di sistema EGR ..................................................... 125
4.3
Configurazioni del sistema di post-trattamento...................................................................... 129
4.3.1
Disposizione dei componenti per il trattamento dei gas combusti allo scarico ............... 131
5 Modellistica di simulazione
5.1
141
Stato dell’arte ......................................................................................................................... 144
5.1.1
Il cilindro.......................................................................................................................... 144
5.1.1.1
Modelli di combustione.......................................................................................... 147
5.1.1.1.1
Mixture Controlled Combustion ......................................................................... 148
5.1.1.1.2
Target Pressure Curve......................................................................................... 149
5.1.1.2
Portata attraverso le valvole ................................................................................... 150
5.1.1.3
Trasferimento di calore .......................................................................................... 151
5.1.1.4
Trafilamenti nel cilindro ........................................................................................ 152
5.1.2
Condotti ........................................................................................................................... 152
5.1.3
Giunzione......................................................................................................................... 153
4
5.1.4
5.2
Scambiatori di calore ....................................................................................................... 153
Evoluzione delle iniezioni di combustibile nei condotti di scarico ........................................ 155
5.2.1
Modello di previsione della penetrazione del getto liquido nei condotti di scarico......... 156
5.2.2
Modello di previsione della distribuzione statistica della dimensione delle
goccioline dopo il break-up........................................................................................................... 157
5.2.3
Modello di previsione della velocità di evaporazione delle goccioline di
combustibile.................................................................................................................................. 158
5.2.4
Modello di trasporto delle goccioline .............................................................................. 162
5.3
Il turbogruppo......................................................................................................................... 163
5.4
Il compressore ........................................................................................................................ 164
5.4.1
Modelli di estrapolazione delle curve caratteristiche....................................................... 165
5.4.2
Modelli di estrapolazione delle mappe del rendimento isoentropico del
compressore .................................................................................................................................. 167
5.4.3
Modelli proposti per l’estrapolazione delle curve caratteristiche e del rendimento
del compressore. ........................................................................................................................... 169
5.5
La turbina ............................................................................................................................... 172
5.5.1
Modelli di estrapolazione delle curve caratteristiche....................................................... 173
5.5.2
Modelli di estrapolazione del rendimento........................................................................ 177
5.5.3
Modelli di estrapolazione delle curve caratteristiche e del rendimento della turbina. ..... 179
5.5.3.1
Primo modello di estrapolazione: curve caratteristiche ......................................... 179
5.5.3.2
Secondo modello.................................................................................................... 184
5.5.3.3
Determinazione dei coefficienti dei modelli di previsione delle prestazioni
della turbina ............................................................................................................................... 185
6 Applicazioni e verifica sperimentale
188
6.1
Descrizione del banco prova .................................................................................................. 190
6.2
Prove sperimentali .................................................................................................................. 195
6.3
Messa a punto del codice........................................................................................................ 197
6.3.1
Calibrazione dei modelli per le prove senza EGR ........................................................... 198
5
6.3.2
6.4
Calibrazione dei modelli per le prove con EGR .............................................................. 202
Validazione dei modelli di previsione delle prestazioni del turbogruppo e risultati. ............. 205
6.4.1
Applicazione del modello di estrapolazione della mappa del compressore..................... 208
6.4.2
Prima applicazione dei modelli di estrapolazione delle mappe della turbina. ................. 210
6.4.3
Seconda applicazione dei modelli di estrapolazione della turbina................................... 217
6.4.4
Risultati delle simulazioni................................................................................................ 222
Conclusioni
226
Riferimenti bibliografici
229
6
Lista dei simboli
m
massa [kg]
K
costante cinetica della reazione [-]
t
tempo [s]
tbu
tempo di break-up [s]
c
velocità assoluta [m/s]
ui
energia interna specifica [J/kg]
T
temperatura [k]
p
pressione statica [Pa]
η
rendimento [-]
G
portata [kg/s]
θ
angolo di manovella [°]
V
volume [m3]
h
entalpia specifica [J/kg]
Q&
potenza termica scambiata [W]
R
costante caratteristica del gas [J/(kg⋅K)]
aV
parametro di Vibe [-]
X
frazione in massa [-]
Xd
frazione in volume di goccioline con diametro minore di d [-]
yV
parametro definito in equ. (37) [-]
M
parametro di forma di Vibe [-]
C
costante del modello [-]
kE
densità locale di energia cinetica turbolenta [m2/s2]
e
costante di Nepero [-]
E
energia [J]
A
area [m2]
7
d
diametro [m]
ζ
coefficiente di efflusso [-]
ρ
densità [kg/m3]
n
velocità di rotazione del motore [giri/s]
φ
rapporto di equivalenza [-]
Ψ
parametro definito nell’ equ. (43-44) [-]
k
rapporto dei calori specifici [-]
αS
coefficiente di scambio termico [W/(m2⋅K)]
cs
calore specifico [J/(kg⋅K)]
cp
calore specifico a pressione costante [J/(kg⋅K)]
λt
conducibilità termica [W/(m⋅K)]
q
flusso termico per unità di superficie [W/m2]
δ
gioco in corrispondenza delle fasce elastiche [m]
f
coefficiente di attrito [-]
F
forza [N]
a
velocità del suono [m/s]
fHTC
fattore moltiplicativo del coefficiente di scambio termico [-]
l
lunghezza [m]
lliq
lunghezza del getto liquido [m]
P
potenza [W]
ω
velocità angolare [rad/s]
BSR
parametro definito nell’eq. (108) [-]
I
momento di inerzia di massa [kg⋅m2]
w
vettore velocità relativa [m/s]
u
velocità di trascinamento [m/s]
Z
numero delle palette del rotore [-]
α
angolo assoluto del flusso (rispetto alla direzione tangenziale) [rad]
8
β
angolo relativo del flusso (rispetto alla direzione tangenziale) [rad]
r
raggio dall’asse del turbogruppo [m]
βe
rapporto di espansione totale [-]
βc
rapporto di compressione [-]
L
lavoro per unità di massa [J/kg]
ϕ
coefficiente di perdita nello statore [-]
ψ
coefficiente di perdita nel rotore [-]
µ
parametro definito nell’equ. (115) [-]
µν
viscosità dinamica [Pa⋅s]
π2
rapporto di espansione tra l’uscita e l’ingresso del rotore [-]
λ
parametro definito nell’Equ. (120) [m⋅(kg⋅K)0.5/J0.5 ]
ν
velocità di rotazione corretta [giri/(s⋅K0.5)]
ε
rapporto fra i raggi del rotore all’ingresso e all’uscita in corrispondenza della linea media [-]
Pr
rapporto fra le pressioni statiche all’uscita dello statore ed all’uscita del rotore [-]
H
altezza [m]
CD
coefficiente di resistenza [-]
Dc
coefficiente di diffusione [-]
gev
portata evaporata per unità di superficie della gocciolina [kg/(s⋅m2)]
Hi
potere calorifico inferiore [J/kg]
LT
calore latente di vaporizzazione [J/kg]
ζ
coefficiente di efflusso [-]
PEDICI
0
valore del parametro calcolato in condizioni di ristagno del flusso.
soot
particolato
f
filtro
c
cilindro
9
F
combustibile
P
parete
BB
fughe
b
bruciato
u
incombusto
i
ingresso/entrante
e
uscita/uscente
a
aria
st
valore iniziale
com
combustione
cu
cumulativo
kin
cinetico
diss
dissipato
diff
fiamme diffusive
eff
effettiva
max
massimo
in
interno
ext
esterno
v
valvola
CM
fluido refrigerante
CR
condotto equivalente degli scambiatori.
C
compressore
T
turbina
TC
turbo gruppo
m
meccanico
is
isoentropico
ref
condizioni atmosferiche standard/parametro corretto rispetto alle condizioni atmosferiche
standard
10
geo
dato geometrico
rel
valore relativo
n
normale
N
polverizzatore
g
gas
d
goccioline di combustibile
r
rotore
amb
condizioni ambiente
opt
ottimale
new
parametri calcolati tenendo conto della prenotazione
pre
prerotazione
imp
girante
turbogruppo
1
ingresso compressore
2
uscita compressore
3
ingresso turbina
4
uscita turbina
turbina
1
ingresso turbina
2
ingresso rotore
3
uscita rotore in corrispondenza della linea media
11
Introduzione
Il vantaggio fiscale, unito all’introduzione dei motori Diesel di nuova generazione, sono stati i motivi
principali per cui nel corso degli ultimi dieci anni in tutta Europa si è assistito ad un forte incremento
nelle vendite di vetture con motori alimentati a gasolio.
Fig.1 Dati statistici sul mercato automobilistico in Europa [1].
Le statistiche di vendite automobilistiche dal 1999 al 2008 (vedi Fig.1) indicano un numero di vetture
immatricolate che negli anni si è mantenuto all’incirca costante (un lieve decremento nel 2008 a causa
della crisi economica mondiale) con un netto incremento però della quota di mercato del Diesel [1].
La diretta conseguenza di questa situazione è stato il costante declino dei consumi di benzina in
Europa (-3% all’anno) e, per converso, il progressivo incremento della domanda di gasolio (+2%
all’anno). Sul versante dell’offerta di prodotti, l’industria della raffinazione, nonostante gli ingenti
investimenti realizzati, non è stata in grado di adeguare completamente la produzione all’evoluzione
della domanda: il risultato è che l’Europa si trova in una situazione di esubero strutturale di benzina e
di deficit strutturale di gasolio. Tutto ciò è all’origine di questa nuova situazione di crisi del Diesel che
probabilmente diventerà la regola per il futuro: il prezzo del Diesel per i consumatori sarà simile, se
non superiore, a quello della benzina. La crisi del mercato del Diesel deve essere fronteggiata
attraverso un miglioramento dei processi di progettazione e produzione, e con l’introduzione di nuove
tecnologie motoristiche che tengano alto l’interesse verso le vetture a gasolio.
Nel campo della progettazione questo si traduce in un miglioramento delle prestazioni della vettura
che deve essere venduta a prezzi contenuti secondo quanto richiesto dagli acquirenti. In più le
12
normative attuali impongono il rispetto di limiti sempre più restrittivi nelle emissioni inquinanti [2] e
rappresentano attualmente il primo fattore pilota nello sviluppo dei motori Diesel (vedi Fig.2).
Fig.2 Limiti imposti dalle normative Euro [2] (dati aggiornati al 31/12/2007).
In questo contesto è indispensabile ottimizzare ogni processo di sviluppo/calibrazione dei motori a
combustione interna. La sperimentazione rappresenta tuttora in campo motoristico il mezzo più
diffuso per procedere nella progettazione/calibrazione del motore. Però gli elevati costi ed i tempi di
analisi relativamente lunghi legati alla sempre crescente complessità dei sistemi motore ha spinto allo
sviluppo di metodi numerici appropriati per un’analisi rapida ed efficace. I risultati ottenibili da un
codice di simulazione possono ridurre notevolmente il numero di osservazioni sperimentali necessarie
coniugando le misure effettuate sul motore con i risultati del calcolo.
L’adozione, inoltre, di un codice di simulazione in fase di progetto preliminare, insieme con la
necessaria analisi sperimentale, consente di analizzare diverse configurazioni motoristiche e di limitare
pertanto il numero dei prototipi da realizzare come pure il numero di osservazioni da effettuare per
individuare una configurazione ottimale. Nelle fasi di affinamento del progetto, lo studio teorico
permette inoltre di effettuare in tempi rapidi un'analisi di sensibilità ai molteplici parametri funzionali
e costruttivi, in modo da suggerire le soluzioni ottimali da verificare sperimentalmente.
Purtroppo le notevoli dimensioni del dominio di un odierno sistema motore non si conciliano con i
tempi di calcolo della fluidodinamica computazionale. Infatti per procedere ad un’analisi numerica
dell’intero sistema motore si ricorre generalmente all’ausilio dei codici quasi unidimensionali: i
condotti vengono studiati con un approccio unidimensionale permettendo lo studio degli effetti delle
13
onde di pressione e depressione che li attraversano mentre gli altri componenti vengono modellati con
una schematizzazione zero-dimensionale. In questo modo i tempi di calcolo sono notevolmente ridotti
ed è possibile effettuare uno studio di tutto il sistema motore minimizzando i costi del processo.
La continua innovazione nel settore automobilistico deve essere accompagnata dallo sviluppo di nuovi
modelli capaci di predire con soddisfacente accuratezza il funzionamento delle nuove tecnologie che
progressivamente sono state e verranno introdotte nel sistema motore. In più è necessario affinare i
modelli già esistenti al fine di renderli adeguati a simulare correttamente il funzionamento del motore
in tutte le condizioni di funzionamento estremamente critiche che si raggiungono nei motori di ultima
generazione.
Particolarmente complessa è la gestione ai bassi carichi dei motori di ultima generazione perché il
turbogruppo non riesce a produrre livelli di pressione sufficienti per ottenere le percentuali di gas di
ricircolo necessarie per rientrare nei limiti imposti dalle vigenti normative antinquinamento. Diverse
soluzioni sono state avanzate a riguardo: turbina a geometria variabile (VGT), sovralimentazione a
doppio stadio [3], e sistema ibrido di ricircolo dei gas combusti [4]. Nonostante l’avvento di tali
tecnologie, l’accoppiamento del sistema di sovralimentazione non è mai perfetto e sia le turbine che il
compressori funzionano spesso in condizioni di fuori progetto molto spinte soprattutto ai bassi carichi
con elevate percentuali di EGR. La modellazione del turbogruppo è estremamente importante per una
corretta simulazione del motore in tali condizioni operative. In questo contesto il metodo più accurato
fa uso delle mappe caratteristiche del compressore e della turbina. Spesso i dati sperimentali che si
riferiscono a zone di funzionamento con basse portate e/o basso numero di giri non vengono riportati a
causa delle difficoltà associate alla procedura di caratterizzazione in tali condizioni di funzionamento.
L’obiettivo che si prefigge questo lavoro di tesi è sviluppare modelli di predizione delle prestazioni del
turbogruppo per estendere le mappe della turbina e del compressore fuori dall’area nel quale sono
disponibili le curve caratteristiche e procedere con la simulazione del motore ai bassi carichi anche
con notevoli quantità di gas di scarico di ricircolo. Tre categorie principali di tecniche di
estrapolazione sono state proposte nel passato per questo scopo:
•
metodi basati sulle reti neurali [5];
•
modelli empirici [6];
14
•
modelli semi-teorici [7]-[10] .
I primi due modelli forniscono soluzioni sufficientemente accurate solo in zone di funzionamento
molto limitate. Invece la terza tipologia di modelli ha caratteristiche predittive migliori poiché tiene in
considerazione la geometria del compressore e della turbina ed i processi termodinamici che
avvengono al loro interno.
L’approccio più semplice ai modelli semi teorici consiste nell’approssimare la turbina ad un ugello
equivalente ma questa non è adeguata per le condizioni di funzionamento estremamente critiche del
turbogruppo che si vogliono simulare [8]-[10]. Pertanto il modello utilizzato per l’estrapolazione della
mappa del compressore utilizza la similitudine fluidodinamica [11], mentre per la turbina sono stati
applicati dei modelli più complessi che tengono in considerazione la geometria della turbomacchina
[12]. La validazione di questi modelli è stata eseguita attraverso il confronto fra le prove sperimentali
di un motore ad accensione spontanea effettuate nel centro BOSCH CVIT e le simulazioni di tale
motore. Il confronto fra dati numerici e sperimentali mostra il potenziale di tali metodi, enfatizzandone
le capacità ed allo stesso tempo i limiti.
Il lavoro è stato organizzato in sei capitoli. Il primo capitolo riassume la storia evolutiva dei motori
Diesel.
Il secondo capitolo riporta i concetti principali sulle normative antinquinamento sottolineando le cause
che hanno portato al raggiungimento dei vigenti limiti sulle emissioni, le modalità con cui vengono
effettuate i cicli di prova per il superamento di tali limiti affiancando l’evoluzione legislativa a quella
tecnologica.
Nel terzo capitolo vengono ampiamente descritte le tecnologie più recenti mirate all’abbattimento
delle emissioni inquinanti mettendo in risalto i miglioramenti apportati nel funzionamento del motore
ed il modo in cui influenzano i parametri tipici di funzionamento del motore.
Il quarto capitolo descrive le possibili configurazioni di maggiore interesse dei sistemi motore
evidenziando la complessità e la notevole casistica di soluzioni logistiche e funzionali disponibili
attualmente ed i criteri relativi all’accoppiamento dei diversi componenti e sottosistemi dei motori
Diesel più complessi di ultima generazione.
15
Il quinto capitolo presenta brevemente alcuni modelli di base dei codici uni-dimensionali per la
simulazione dei motori a combustione interna. Quindi viene esaminato lo stato dell’arte sui modelli di
previsione delle prestazioni del turbogruppo e vengono descritti i modelli più interessanti che sono
stati implementati in questo lavoro di ricerca.
Nel sesto capitolo è analizzata la procedura di validazione dei modelli presentati nel capitolo cinque e
vengono riportati e commentati i risultati delle simulazioni di un motore Diesel Euro 4 in condizioni di
basso carico con variazione della percentuale di EGR.
16
1 Caratteristiche tecniche ed evoluzione del motore
Diesel
Nel 1893, l’ingegnere tedesco Rudolf Diesel (1858-1913) descrisse nel suo brevetto un nuovo tipo di
motore a combustione interna.
I primi esperimenti, eseguiti personalmente da Diesel, furono disastrosi e passarono circa quattro anni
prima che un motore ad accensione per compressione riuscisse a funzionare regolarmente (alimentato
da polvere di carbone miscelata ad aria). Si trattava di un grosso monocilindrico a quattro tempi
(alesaggio 259 mm e corsa 400 mm), fabbricato dalla tedesca M.A.N., che sviluppava 20 CV al
regime di 172 giri/min.
La storia evolutiva del motore Diesel o ad accensione per compressione è stata segnata dalla presenza
sul mercato del motore ad accensione comandata o motore a ‘scoppio’. Con riferimento ai cicli
termodinamici ideali di entrambe le tipologie di motore si deduce che il motore ad accensione
comandata (AC) è caratterizzato da rendimenti più elevati della controparte ad accensione spontanea
(AS) a parità di condizioni di funzionamento (alimentazione, scarico) e con uguali dimensioni
caratteristiche del pistone e del cilindro (pari rapporto di compressione). Il rendimento del ciclo ideale
di entrambe i motori cresce col rapporto di compressione (rapporto tra volume massimo e minimo
spazzati dal pistone). I motori Diesel sono progettato con rapporti di compressione molto più elevati
del motore AC. Alcuni motori Diesel aspirati sono stati progettati con rapporto di compressione anche
superiore a 20 mentre nei motori ad AC aspirati il rapporto di compressione è limitato superiormente a
12-13 poiché le pressioni massime che si possono presentare in camera di combustione sono limitate
dall’instaurarsi del fenomeno indesiderato della detonazione della benzina, combustibile
maggiormente utilizzato nei motori ad accensione comandata.
Un’altra importante differenza tra le versioni base dei motori ad AS e ad AC risiede nella
combustione. Lo scoccare della scintilla di una candela che si affaccia sul cielo della camera di
combustione determina l’accensione della miscela aria-benzina nei motori ad accensione comandata;
quindi un fronte di fiamma si propaga dalla candela in tutta la camera di combustione che in assenza
17
di detonazione raggiunge le pareti della camera e la testa del pistone senza determinare elevati
gradienti di pressione. Nei motori ad AS il combustibile viene in parte iniettato prima del Punto Morto
Superiore (PMS) e, quando si raggiungono le condizioni di pressione e temperatura di autoaccensione
del Diesel, brucia contemporaneamente in tutta la camera di combustione provocando un repentino
incremento della pressione interno cilindro. A questa fase detta di combustione premiscelata segue la
fase di combustione diffusiva in cui le elevate temperature in camera determinano una graduale
evaporazione e successiva combustione del combustibile iniettato in camera (Fig.3).
Fig.3 Andamento del rilascio di calore (dQ/dθ) durante la fase di combustione.
I notevoli gradienti di pressione durante la fase di combustione premiscelata sono fonte di notevoli
sollecitazioni meccaniche cicliche. Pertanto, per questioni di resistenza strutturale, i motori Diesel
aspirati si presentano molto più robusti dei motori ad AC aspirati aventi stessa potenza. In più le forti
sollecitazioni sono causa di notevoli vibrazioni e del conseguente indesiderato rumore tipico dei
vecchi motori Diesel. Tali caratteristiche hanno limitato per molto tempo l’applicazione del motore
Diesel al settore della propulsione navale e dei mezzi pesanti per trazione terrestre e limitatamente ai
sistemi industriali per la produzione di energia elettrica. Da allora ad oggi il motore Diesel ha subito
un’incredibile evoluzione. L’evoluzione tecnologica è proseguita parallelamente all’introduzione di
nuove applicazioni e nuove fasce di mercato a seconda del contesto economico, sociale del momento e
del luogo, comunque in stretta dipendenza dall’evoluzione del motore ad accensione comandata.
18
1.1 Applicazioni del motore Diesel
Per molti anni l’evoluzione dei motori Diesel è stata segnata principalmente dalle tecnologie relative al
sistema di alimentazione del combustibile. Nel 1908 con un importante intervento sull’alimentazione
del combustibile, tramite aria compressa, per la prima volta, venne iniettato olio pesante nel cilindro.
Questa alimentazione pneumatica rese fortemente competitivo il motore Diesel rispetto al motore a
vapore, all’epoca suo antagonista, perché gli consentiva di ottenere potenze molto più elevate a parità
di peso ed inoltre di eliminare i grossi contenitori di carbone. Tutto ciò portò all’affermazione del
motore Diesel nelle applicazioni marine.
Alla fine degli anni 20’ fu realizzato il progetto definitivo per la costruzione della prima pompa
meccanica di iniezione ed iniziò la produzione di serie. Tale sistema era dotato di una precisione e di
una rapidità di azionamento tali da decretarne il successo sui veicoli industriali. Il combustibile veniva
immesso direttamente nel cilindro tramite il polverizzatore o iniettore la cui funzione consisteva nel
ridurre il gasolio in minutissime goccioline per favorire la sua evaporazione e quindi l’accensione in
tempi brevi.
Lo sviluppo di motori ad iniezione diretta di piccola cilindrata destinati alle autovetture fu però
impossibile per l’eccessiva rumorosità e per le difficoltà di realizzare i fori degli iniettori che
dovevano, necessariamente, essere molto ridotti per la portate di combustibile tipiche delle piccole
cilindrate. Per superare queste difficoltà nacque il motore ad iniezione indiretta o a precamera (Fig.4).
Fig.4 Iniettore a precamera.
19
Il combustibile infatti nei motori a iniezione indiretta non viene iniettato nella parte superiore del
cilindro, ma in una piccola precamera ricavata nella testata che ha un'uscita sul cielo del cilindro. La
combustione inizia così nella precamera e con l'espansione dei gas prosegue poi nel cilindro. Lo scopo
è quello di evitare che incendiandosi tutta la miscela comburente istantaneamente generi un picco di
pressione che renderebbe il motore molto rumoroso e trasmetterebbe forti vibrazioni al telaio.
Parente stretto del motore a precamera era quello a camera di turbolenza che ne rappresentava un
affinamento; il posizionamento del condotto di comunicazione precamera-camera tangente al cielo del
pistone di questa versione del motore, migliorava la miscelazione aria-gasolio e permetteva il più
rapido riscaldamento della camera di combustione.
Verso la fine degli anni 70’ lo sviluppo della tecnologia ha permesso l’introduzione dell’iniezione
diretta nei motori Diesel garantendo consumi più bassi.
Negli stessi anni è stato introdotto sulle autovetture il sistema di sovralimentazione con turbogruppo e
valvola limitatrice di pressione allo scarico (waste-gate). Tale tecnologia ha incrementato
notevolmente le prestazioni del motore Diesel rendendolo concorrenziale nel mercato automobilistico
al motore ad accensione comandata.
1.2 Evoluzione delle prestazioni del motore Diesel.
L’introduzione del motore Diesel nel settore automobilistico segna l’inizio di un rapido incremento
delle prestazioni di tale tipologia di propulsore al fine di renderlo competitivo col motore ad AS. I
principali parametri motoristici che indicano le prestazioni di un motore sono: consumo specifico,
potenza specifica, rumorosità, erogazione fluida e consistente della potenza in tutto il range di
funzionamento del motore per un elevato piacere di guida.
1.2.1 Consumo specifico
Il basso consumo specifico rappresenta una delle attrattive principali dei motori Diesel in confronto ai
motori benzina. Comunque il più elevato piacere di guida dei motori ad AC ed il basso costo della
20
benzina hanno sempre spinto il mercato a preferire questo tipo di motorizzazione nel settore
automobilistico.
Fig.5 Andamento storico del prezzo del petrolio.
La crisi petrolifera degli anni 70’ (Fig.5) ed conseguente rialzo del costo dei suoi derivati, tra cui
benzina e gasolio, ha dato comunque una spinta ai motori Diesel, caratterizzati da un relativamente
basso consumo specifico, verso il mercato dell’automobile.
1.2.1.1 I sistemi di iniezione
L’introduzione dell’iniezione diretta del combustibile è stato uno dei fattori chiave per la riduzione del
consumo specifico. L’iniezione del combustibile è una delle fasi più importanti del ciclo di
funzionamento del motore Diesel, poiché essa determina l’efficienza di miscelamento fra aria e
combustibile e, di conseguenza, le prestazioni, i consumi, le emissioni inquinanti e la rumorosità del
motore stesso. L’obiettivo di un buon miscelamento risulta particolarmente difficile da raggiungere in
quanto il combustibile viene iniettato, attraverso uno o più fori, in volumi contenuti nella camera di
combustione, nei quali è racchiusa solo una aliquota ridotta dell’intero ossigeno presente nel cilindro.
Di conseguenza, occorre che il combustibile, una volta evaporato, incontri la quantità di aria
necessaria a formare localmente una miscela avente una dosatura prossima al valore stechiometrico,
idonea all’accensione. Un buon sistema di iniezione deve, pertanto, garantire un buon compromesso
tra una fine polverizzazione dello spray ed una altrettanto profonda penetrazione del combustibile in
camera di combustione, al fine di sfruttare l’ossigeno presente nel miglior modo possibile. Per favorire
una miscelazione efficace con l’ossigeno, solitamente i condotti di aspirazione sono conformati in
modo tale da generare al termine della fase di aspirazione, un campo di moto rotatorio dell’aria intorno
21
all’asse di assialsimmetria del cilindro (moto di swirl) ed uno attorno ad una retta normale a quest’asse
(moto di tumble). Tali movimenti che perdurano durante tutta la corsa di compressione, perseguono
l’obiettivo di diffondere il combustibile nell’aria, sia sotto forma di gocce sia allo stato gassoso,
favorendo l’intimo miscelamento con l’ossigeno.
I sistemi con pompa in linea (sistemi pompa-iniettore) hanno fatto la storia del motore e sono tuttora
impiegati in alcuni motori di produzione. Nel sistema di iniezione con pompa in linea vi è un gruppo
pompante per ciascun iniettore. In questo tipo di dispositivo la pompa assicura fasatura, portata e
dosatura, mentre all’iniettore, ad apertura automatica formazione dello spray di combustibile e le sue
caratteristiche di penetrazione e diffusione in camera di combustione. All’iniettore spetta anche il
compito di fissare la pressione di iniezione.
I sistemi con pompa in linea permettono di raggiungere pressioni di iniezione dell’ordine dei 900 bar e
sono impiegati nel campo delle alte potenze per cilindro (30-100 kW). Scendendo invece verso le più
basse potenze per cilindro (>30 kW) vengono adottati sistemi del tutto simili al precedente con la
differenza che un’unica pompa serve tutti gli iniettori tramite un apposito gruppo di distribuzione. Il
compito degli iniettori è di introdurre nella camera di combustione il gasolio alimentato ad alta
pressione dalla pompa di iniezione, in modo che esso venga sufficientemente nebulizzato ed allo
stesso tempo ben distribuito.
Negli ultimi anni lo sviluppo della tecnologia dei sistemi di iniezione per i motori Diesel ha subito una
forte accelerazione in seguito all’esigenza di ridurre i consumi, il rumore e di contenere le emissioni
inquinanti, per adeguarle a quelle stabilite dalle sempre più severe normative anti inquinamento. La
necessità di migliorare il rendimento del motore è stata ancora più sentita per contenere l’incremento
del consumo specifico determinato dall’uso massivo della tecnica di ricircolo dei gas combusti che
mira a ridurre le temperature massime raggiunte in camera di combustione per abbattere gli NOx ma al
contempo riduce il rendimento del ciclo termodinamico (Fig.6).
Un concreto passo in avanti in termini di consumo specifico è stato compiuto nel 1997 con il sistema
common rail introdotto da FIAT. Il common rail, che rappresenta al momento lo stato più evoluto dei
sistemi di iniezione, è costituito da un circuito a bassa pressione nel quale il combustibile prelevato dal
serbatoio viene spinto da una pompa attraverso un filtro prima di raggiungere il circuito di alta
22
pressione (Fig.7). Qui la pompa di alta pressione comprime il combustibile in un accumulatore dal
quale vengono alimentati tutti gli iniettori. L’avvio dell’iniezione e la quantità da iniettare sono
definiti dall’unità di controllo attraverso gli impulsi di tensione mandati agli iniettori.
Fig.6 Impatto delle misure di riduzione degli NOx tramite ricircolo dei gas combusti sul consumo
specifico
Fig.7 Schema di un sistema di iniezione del tipo common rail
La pressione del combustibile è rilevata da un sensore posto sull’accumulatore e mantenuta al valore
desiderato da una valvola regolatrice. Il combustibile in eccesso scaricato da quest’ultima e dagli
23
iniettori è rinviato nel serbatoio. Il common rail permette di gestire separatamente il controllo della
pressione di iniezione e la massa iniettata che è funzione del tempo di apertura dell’iniettore.
In questo sistema l’alzata dello spillo degli iniettori è comandata elettronicamente ed attuata da una
valvola a solenoide o più di recente piezo-elettrica.
I vantaggi legati all’introduzione del sistema ad iniezione diretta ad alta pressione sono importanti e
molteplici:
•
Minori consumi di carburante a causa delle minori dispersioni termiche attraverso la camera di
combustione che risulta molto compatta per questo tipo di motori.
•
Minori emissioni inquinanti, ovvero netta riduzione delle emissioni allo scarico di particolato e di
idrocarburi incombusti.
Non sono comunque da sottovalutare anche gli svantaggi che i sistemi ad alta pressione comportano,
quali un costo di installazione più elevato rispetto ai sistemi tradizionali, la necessità di utilizzare un
combustibile ad elevato grado di purezza da scorie e di effettuare una manutenzione del motore
durante l’esercizio. Uno dei sistemi di iniezione ad alta pressione più utilizzati è il Common Rail a
controllo elettronico della Bosch. Il sistema Common Rail è in grado di offrire, nell’iniezione di
combustibile, prestazione ad esso peculiari, quali:
•
Elevatissime pressioni di iniezione (1300-2000 bar), al fine di polverizzare finemente il
combustibile permettendone un rapido miscelamento con l’aria;
•
Garanzia di un controllo preciso e ripetibile della dosatura e della durata dell’iniezione, ottenute
mediante una gestione completamente elettronica del sistema;
•
Libertà di scelta dei parametri di iniezione (fasatura, durata di iniezione, quantità di combustibile
da iniettare) e loro ottimizzazione in relazione alle condizioni di funzionamento del motore
(regime di rotazione, carico, percentuale di EGR);
•
Mantenimento delle prestazioni a livello ottimale durante tutto il tempo di vita dell’apparato;
•
Realizzazione di iniezioni multiple.
Gli attuali sistemi Common Rail gestiscono una piccola preiniezione, detta pilot ed attuata alcuni
millisecondi prima dell’iniezione principale, che inietta una frazione ridotta (circa il 2%) del
24
combustibile totale previsto; il restante quantitativo viene iniettato, pochi gradi motore dopo, durante
l’iniezione principale, usualmente denominata main. Questa strategia di iniezione garantisce una forte
riduzione del rumore di combustione, una migliore avviabilità a freddo ed un incremento della coppia
a bassi regimi a scapito di un certo peggioramento delle emissioni di particolato. Inoltre, una ulteriore
iniezione, detta post, può essere attuata per gestire sistemi di post-trattamento dei gas di scarico. Allo
stato attuale, in particolari condizioni di carico e limitatamente ad alcuni regimi di rotazione (quelli più
bassi, in corrispondenza dei quali il tempo disponibile per l’iniezione è maggiore) è possibile
suddividere ulteriormente l’iniezione main in due o più frazioni: la pre e la after.
1.2.1.2 Tecniche per incrementare il coefficiente di riempimento del motore
Proprio dalla difficoltà di realizzare un efficiente miscelamento fra combustibile e comburente a
livello locale nasce l’esigenza di garantire rapporti aria-combustibile medi estremamente magri
(A/F>16), e comunque maggiori di quelli circa stechiometrici tipici dei motori a benzina. Poiché, a
parità di massa d’aria aspirata, questa condizione impone di bruciare una quantità di combustibile
minore, a pari velocità di rotazione, la potenza di un motore Diesel non sovralimentato risulta minore
di quella di un motore benzina di pari cilindrata. Ovviamente, al contrario, i consumi sono favorevoli
al motore Diesel. Un fattore che influenza notevolmente il coefficiente di riempimento e quindi la
quantità di aria aspirata dal motore al variare del regime di rotazione è la fasatura delle valvole di
aspirazione e scarico. Nei vecchi motori a combustione interna il movimento di apertura e fasatura
delle valvole era legato alla forma delle camme, collegate meccanicamente tramite un albero detto a
camme all’albero a gomiti. Quindi la fasatura cioè l’angolo di manovella di apertura e chiusura delle
valvole era fissato e di conseguenza il coefficiente di riempimento era ottimizzato per un solo valore
del regime di rotazione del motore. Differenti tecnologie più o meno evolute sono state applicate ai
motori benzina per ottenere la variazione discreta o continua della fasatura (VVT) delle valvole (Fig.8)
per ottenere ai bassi carichi un valore stechiometrico della miscela aria-combustibile riducendo la
portata aspirata attraverso la chiusura anticipata delle valvole di aspirazione piuttosto che attraverso
laminazione per mezzo della valvola a farfalla.
25
Fig.8 Sistema VVT con attuazione elettrica.
In questo modo le perdite legate al ciclo di pompaggio ai bassi carichi sono notevolmente ridotte a cui
consegue una riduzione consistente (fino al 25 %) dei consumi specifici in tali condizioni di
funzionamento. La regolazione dei motori Diesel a differenza dei motori AC avviene per variazione
della dosatura e quindi non è necessario laminare all’aspirazione. La variazione della fasatura delle
valvole quindi non apporta vantaggi sostanziali per quanto riguarda il ciclo di pompaggio ai bassi
carichi nei motori Diesel. Nel settore dei motori Diesel il VVT è stato fino ad ora utilizzato
principalmente allo scopo di aumentare il quantitativo di gas combusti residui nel cilindro dopo la fase
di scarico (EGR interno). Comunque il VVT è soggetto a ricerca anche nel campo dei motori Diesel.
In particolare è possibile applicare il VVT per ritardare, quando richiesto, la chiusura delle valvole di
aspirazione [13]. In questo modo è possibile ottenere una temperatura più bassa alla fine della fase di
compressione e quindi ritardare l’inizio della combustione e migliorare il grado di miscelamento
dell’aria con il combustibile. In questo modo si riesce ad ottenere un abbattimento delle emissioni di
particolato ed NOx mantenendo all’incirca invariato il consumo specifico. In più il VVT può essere
utilizzato per creare oscillazioni di pressioni nei condotto di aspirazione e scarico per ottimizzare gli
effetti dinamici delle onde di pressione e depressione sul riempimento in tutto il campo di
funzionamento del motore. Alternativamente può essere adottato il sistema ‘air impulse valve’ o LTV
(sistema prodotto da MAHLE) [14]. Una valvola capace di aprirsi o chiudersi in circa 3 ms viene
installata all’ingresso delle porte di aspirazione di ogni cilindro. Questo sistema determina un elevato
livello di flessibilità del sistema di controllo dell’alimentazione dell’aria, in maniera paragonabile al
sistema VVT. In più poiché il sistema LTV è posizionato nei condotti di aspirazione, non è esposto
26
alle elevate fluttuazioni di pressione e temperatura del cilindro, rendendo le condizioni operative di
tale sistema significativamente più favorevoli di quelle che si trovano in un sistema elettromagnetico
per attuazione variabile delle valvole di aspirazione e scarico.
Un consistente miglioramento dei consumi specifici può essere ottenuto attraverso diluizione della
carica che determina un miglior miscelamento della combustibile con l’aria. Comunque passando a
miscele troppo magre il guadagno in termini di consumo specifico è esiguo. Quindi piuttosto che
diluire ulteriormente la carica è preferibile ridurre i consumi specifici, a parità di potenza erogata dal
motore, attraverso la riduzione della capacità del motore (downsizing). Infatti riducendo la cilindrata
del motore a parità di potenza erogata si ottiene la riduzione delle perdite:
•
per pompaggio (approssimativamente a parità di pressione di aspirazione e scarico il volume
spazzato dal cilindro è ridotto);
•
per scambio termico attraverso le pareti (minore superficie della camera);
•
per attrito (la massa del cilindro e delle parti in movimento è minore).
Il consumo specifico risulta quindi essere strettamente legato alla potenza massima che il motore può
erogare per unità di cilindrata, ossia alla potenza specifica.
1.2.2 Potenza specifica
La tecnica più efficace per aumentare la potenza specifica è la sovralimentazione.
Lo scopo della sovralimentazione è quella di introdurre nel cilindro una massa di carica fresca
superiore a quella corrispondente all’aspirazione naturale, per ottenere una maggiore potenza a parità
di cilindrata. A questo proposito si può ricordare che fissata la cilindrata ed il numero di giri che il
motore impiega per effettuare un ciclo completo (due tempi o quattro tempi), la potenza effettiva di un
dato motore può essere aumentata incrementandone il regime di rotazione n, oppure la pressione
media effettiva pme. Nel primo caso le forze d’inerzia aumentano con il quadrato di n, costringendo ad
alleggerire le parti in moto, mentre nel secondo le forze crescono solo linearmente con la pme e
possono essere meglio contenute attraverso un irrobustimento degli organi. L’obiettivo della
sovralimentazione è proprio quello di introdurre in camera di combustione un maggior quantitativo
27
d’aria e poter bruciare quindi più combustibile, ricavando quindi più lavoro utile. Le aumentate
sollecitazioni devono essere contenute da un irrobustimento della struttura, comunque tramite
sovralimentazione si ottengono pesi più bassi per unità di potenza prodotta, a causa del maggior
incremento di potenza rispetto al corrispondente aumento di peso. A questo proposito si dovrebbe poi
osservare che la pme può essere aumentata anche attraverso l’incremento del rapporto volumetrico di
compressione r, il quale produce un benefico effetto sul rendimento termodinamico, ma anche un
eccessivo aumento della pressione massima. La sovralimentazione, invece ottiene l’effetto di gonfiare
il ciclo indicato, aumentando la pme senza elevare eccessivamente la pressione massima.
La Fig.9 mostra il miglioramento impressionante in termini di potenze specifiche dei motori Diesel
apportato negli anni dall’introduzione di nuove tecniche di sovralimentazione. Un tale incremento
nella potenza specifica è stato necessario affinché il motore Diesel risultasse concorrenziale al
benzina. Se consideriamo le versioni aspirate, il motore Diesel è generalmente caratterizzato da una
potenza specifica notevolmente minore del benzina. Infatti nei motori ad accensione spontanea il
regime massimo di rotazione è ridotto rispetto alla controparte benzina principalmente per due motivi:
•
il maggior peso dei componenti meccanici.
•
il maggior tempo richiesto per il processo di combustione spontanea.
Fig.9 Evoluzione delle potenze specifiche dei motori Diesel [15].
28
L’introduzione alla fine degli anni 90’ del common rail ha permesso nel tempo di ridurre
notevolmente i tempi caratteristici della combustione nei motori Diesel riducendo il tempo di
evaporazione delle goccioline di combustibile attraverso una migliore nebulizzazione merito dalle
elevate pressioni di iniezione caratteristiche di questo sistema di iniezione. Il primo modello a
supportare questa tecnologia è stata la 156 dell’Alfa Romeo. Per quantificare il miglioramento in
termini di potenza specifica si è passati da 34.3 kW/l della 155 1.9 Td ai 40.5 kW/l della 156 1.9 JTD
8V 105 con un incremento del 18%. Ciò nonostante i motori benzina hanno continuato nel tempo ad
essere più prestazionali in termini di potenza specifica grazie all’evoluzione tecnologia che ha
interessato anche questa tipologia di motori (Fig.10).
Fig.10 Confronto fra motori benzina e Diesel in termini di potenze specifiche e coppia massima [15].
La coppia massima generalmente più alta nei motori Diesel non ha una grossa influenza nel settore
automobilistico. La potenza che viene trasferita alle ruote, a meno delle perdite attraverso la
trasmissione, è la stessa che eroga il motore; la coppia che invece arriva alle ruote può essere modulata
attraverso il rapporto di trasmissione. Quindi se fissiamo la velocità del veicolo ed il regime di
rotazione del motore, il propulsore con potenza massima più elevata potrà scaricare alle ruote una
coppia più elevata.
29
1.2.2.1 Tecniche di sovralimentazione
La sovralimentazione meccanica rappresenta il primo approccio alla sovralimentazione, dato che il suo
potenziale è stato esplorato prima della fine del diciannovesimo secolo da alcuni progettisti pionieri
dei m.c.i. tra cui Gottlieb Daimler e Wilheilm Maybach in Germania, ed all’inizio del ventesimo
secolo da Lee Chadwick in America. Comunque, si è dovuti arrivare al 1920 prima che aziende come
Mercedes iniziassero ad adottare questo sistema e la sua applicazione e rimasta confinata alle
macchine sportive ad elevate prestazioni sia per il notevole costo aggiuntivo di tale sistema sia perché
non apporta miglioramenti sostanziali in termini di rendimento del motore.
Nonostante fosse da subito chiaro che i gas combusti possedessero un gran quantitativo di energia
termica trasformabile in lavoro, si è dovuti giungere agli anni ’70 prima dell’introduzione su larga
scala della turbosovralimentazione a gas di scarico, quando iniziarono ad essere prodotti turbogruppi
di piccole dimensioni con efficienze elevate ad un basso costo. La sovralimentazione con turbogruppo
determina al contempo l’incremento della potenza specifica e la riduzione del consumo specifico con
un contenuto incremento dei costi di vendita della vettura ed è pertanto notevolmente preferita alla
sovralimentazione con compressore a comando meccanico.
Nei turbogruppi, la girante del compressore e della turbina sono montati sullo stesso alberino, come
mostrato in Fig.11. La turbina utilizza l’energia dei gas di scarico per muovere il compressore il quale
aspira aria in condizioni ambiente, la comprime e la invia ai cilindri.
Fig.11 Rappresentazione di un turbogruppo
Il motore Diesel per le sue caratteristiche di funzionamento si è subito dimostrato più adatto alla
sovralimentazione rispetto ai motori ad accensione comandata. In questi motori la detonazione limita
30
la temperatura e la pressione massima raggiungibile in camera di combustione. Risultano limitate le
possibilità di sovralimentazione dei motori benzina. In un’analisi della detonazione, i seguenti
parametri devono essere considerati:
•
dosatura;
•
rapporto di compressione;
•
fasatura dell’iniezione;
•
geometria della camera di combustione.
Per i motori sovralimentati, i primi tre parametri sono notevolmente importanti perché influenzano
consistentemente il processo essendo determinanti su pressione e temperatura monte turbina. Ci si
potrebbe aspettare una notevole influenza del rapporto di compressione sulla tendenza alla
detonazione per il suo effetto sulle pressioni e sulla temperatura a fine fase di compressione.
Comunque, riducendo il rapporto di compressione aumentano i gas residui a fine fase di scarico che
determinano un indesiderato incremento della temperatura della carica fresca. Anche con un rapporto
di compressione bassissimo di 8:1, la pressione di sovralimentazione è limitata superiormente a circa
1.4 bar. A causa del limite di detonazione, è possibile fare uso di pressioni di sovralimentazione più
elevate solo ritardando l’accensione rispetto alla sua fase ottimale (lavoro massimo). Il motore ad
accensione comandata può operare solo in un campo ristretto di rapporti aria-combustibile prossimi al
valore stechiometrico (oggi è indispensabile per il funzionamento del catalizzatore a tre vie). Pertanto,
il controllo del carico non può essere ottenuto come nei motori Diesel, cioè attraverso la variazione
della quantità di combustibile a portata di aria costante (controllo qualitativo), ma deve essere ottenuto
variando la quantità di miscela aria-combustibile mantenendo costante il rapporto stechiometrico. In
più le temperature dei gas di scarico dei motori benzina più elevate dei motori Diesel sottopongono la
turbina a stress termici notevoli e pertanto necessitano di turbine più resistenti ed ovviamente più
costose. Per questi motivi l’introduzione della sovralimentazione sui motori benzina è avvenuta
parecchi anni dopo rispetto al Diesel ed è tuttora limitata.
31
1.2.2.2 Sistemi di refrigerazione della carica fresca nei motori sovralimentati
La sovralimentazione incrementa la pressione dell’aria ma anche la sua temperatura. Per ottenere un
elevato coefficiente di riempimento è necessario che la densità della carica aspirata dai cilindri sia più
elevata possibile. Uno scambiatore di calore a valle del compressore può ridurre notevolmente la
temperatura dell’aria compressa con relativamente piccole perdite di carico incrementandone
notevolmente la densità. In più riducendo la temperatura della carica fresca sono ridotte anche le
sollecitazioni termiche a cui è sottoposto il motore che quindi può essere ulteriormente alleggerito. In
questo modo sono aumentate notevolmente le prestazioni dei motori Diesel sovralimentati. Al
contempo è aumentata la tendenza a sviluppare motori a benzina sovralimentati poiché meno soggetti
ai problemi di detonazione a seguito delle temperature ridotte della carica aspirata.
Gli scambiatori più utilizzati per motori a combustione interna sono quelli refrigerati ad aria. Si
ricorda a riguardo la Fiat Tipo 1.9 Diesel con turbo e intercooler da 90 cavalli (a 4100 giri/min) e 186
Nm di coppia disponibili già a 2400 giri/min.
Allo scopo di migliorare l’efficienza dello scambio termico e quindi aumentare la carica introdotta nei
cilindri possono essere installati scambiatori con refrigerazione a liquido e per questo detti indiretti
come nella Shelby GT500. Infatti generalmente i liquidi sono caratterizzati da coefficienti di scambio
termico nettamente superiore a quello dei gas o nel nostro caso dell’aria. L’aria compressa può essere
raffreddata nel caso dei motori Diesel usando il fluido refrigerante del motore. Si può quindi
incrementare la massa d’aria aspirata dal motore lasciando invariata la perdita di carico attraverso lo
scambiatore e riducendo la temperatura dell’aria a valle oppure al contrario con la riduzione delle
perdite di carico attraverso un accorciamento dei condotti dello scambiatore. Generalmente si ricade
nel secondo caso con una riduzione del 40-65% delle perdite di carico complessive in cui bisogna
considerare anche l’apporto fornito dai condotti uscenti dallo scambiatore che diventano
significativamente più corti, poiché lo scambiatore può essere allocato in prossimità del motore. Lo
scambiatore indiretto può operare con un circuito di refrigerazione separato o con uno facente parte del
sistema di refrigerazione principale (Fig.12).
32
Fig.12 Sistema di refrigerazione con basse perdite di carico
Se si utilizzano pompe mosse elettricamente è addirittura possibile riscaldare l’aria. Questa misura può
essere usata per ridurre il caratteristico fumo bianco dei motori Diesel durante l’avviamento a freddo.
Continui studi stanno portando all’ottimizzazione degli scambiatori di calore nelle seguenti aree [16]:
•
ridimensionamento di tali dispositivi atte alla corretta refrigerazione della carica a pieno carico e a
velocità sostenute del motore, anche con elevate temperature ambientali e basse velocità del
veicolo. La pratica generalmente accettata consiste nel dimensionare questi scambiatori per
controllare la temperatura dell’aria compressa a valori di velocità e coppia del motore sostenuti in
valori compresi tra 17° e 20° al di sopra di quella ambiente.
•
minimizzazione delle perdite di carico attraverso i condotti dell’intercooler attraverso un’attenta
progettazione della geometria del sistema facendo attenzione a non eccedere nel volume dello
scambiatore che posto tra compressore e motore causa una notevole riduzione della risposta
dinamica del motore.
•
coordinamento le funzioni dell’intercooler e del radiatore che devono realizzare lo scambio
termico richiesto senza interferire fra di loro.
L’ultimo obiettivo ha guadagnato notevole importanza nell’applicazione per trazione pesante con
l’introduzione del sistema di ricircolo dei gas combusti a questa classe di motori. Infatti gli
scambiatori posti sul ramo di ricircolo dei gas di scarico sono solitamente indiretti ed essendo
attraversati da gas ad elevate temperature, scambiano molto calore col fluido refrigerante che deve
essere smaltito efficacemente dal radiatore. L’incremento della potenza specifica imputabile ai sistemi
33
di refrigerazione della carica introdotta nel cilindro è notevole ed ha permesso di raggiungere potenze
specifiche di 60 kW/l (Fig.9).
1.2.2.3 Sistemi di sovralimentazione di ultima generazione
Un ulteriore incremento della potenza specifica è imputabile alla turbina a geometria variabile.
Comunque lo scopo effettivo di tale tecnologia non è quello di incrementare notevolmente la potenza
specifica (massima) ma di ottenere prestazioni elevate in tutto il campo di funzionamento del motore.
L’ultimo consistente passo avanti in termini di potenze specifiche è stato reso possibile dalla
recentissima introduzione della tecnologia di sovralimentazione a gas di scarico a due stadi nel settore
automobilistico. Questa tecnologia ha permesso attraverso l’utilizzo di due turbogruppi in serie di
raggiungere potenze specifiche prima impensabili per un motore Diesel (Fig.9) come il nuovo
propulsore 1.9 JTD Twin Stage Turbo della Fiat da 190 CV (73.6 kW/l) capace di erogare una coppia
massima di 400 Nm a 2.000 giri. La potenza massima e la coppia massima sono indici importanti per
valutare le caratteristiche di un motore. Comunque oggi il mercato dell’automobile è estremamente
esigente e richiede vetture prestanti che garantiscano al contempo un elevato comfort di marcia ed un
elevato piacere di guida in tutte le condizioni di funzionamento.
1.2.3 Piacere di guida
Il piacere di guida è essenzialmente un parametro soggettivo. Comunque i principali fattori che
influiscono positivamente sul piacere di guida sono:
•
guidabilità del veicolo;
•
risposta rapida del veicolo alle richieste del conducente in ogni condizione di marcia;
•
elevato comfort;
•
bassa rumorosità.
Questi parametri possono essere migliorati con approcci differenti (miglioramento delle sospensioni,
migliore aerodinamica del veicolo, etc.). Sicuramente il piacere di guida può essere incrementato
attraverso una progettazione ad hoc del propulsore. La rumorosità è stata abbattuta con l’introduzione
34
del common rail per due motivi: le elevate pressioni di alimentazione del combustibile vengono
raggiunte attraverso un compressore centrifugo che è meno soggetto a vibrazioni rispetto agli iniettori
pompa; è possibile effettuare la pre-iniezione che permette di ottenere una curva di pressione interno
cilindro più regolare e quindi l’abbattimento delle vibrazioni causate dai notevoli gradienti di
pressione. La recente introduzione degli iniettori ad attuazione piezoelettrica, caratterizzati da una
risposta dinamica estremamente veloce, ha ulteriormente migliorato la precisione ed il controllo delle
iniezioni portando i livelli di rumorosità del motore Diesel ai valori tipici del benzina. Questa tendenza
è chiaramente riportata in Fig.13 dove è mostrato il confronto tra la rumorosità delle motorizzazioni
benzina e Diesel della serie 5 della BMW [17].
Fig.13 Rumore medio all'interno di un veicolo a circa 50 km/h - BMW serie 5
La guidabilità ed il comfort sono strettamente legati alle curve di coppia del motore. Nei motori per
trazione stradale o ferroviaria la coppia dovrebbe crescere al ridursi del regime di rotazione. In questo
modo il funzionamento del motore risulterebbe stabile ad ogni regime di rotazione permettendo una
guida fluida senza accelerazioni improvvise non previste dal conducente. I motori Diesel aspirati
hanno sempre goduto di una curva di coppia molto più piatta di quella dei benzina aspirati in cui la
coppia decresce col regime di rotazione per le notevoli perdite connesse col ciclo di pompaggio che
diventano percentualmente consistenti alle basse potenze.
35
1.2.3.1 Sovralimentazione a comando meccanico
I sistemi di sovralimentazione hanno influenzato notevolmente le caratteristiche di coppia e potenza di
entrambe le categorie di motori. La tecnica di sovralimentazione è estremamente rilevante in questo
ambito. La sovralimentazione con compressore volumetrico a comando meccanico si presta bene a
questo tipo di applicazione poiché la portata elaborata dal compressore è quasi proporzionale alla
velocità di rotazione del rotore che è a sua volta proporzionale a quella del motore: la carica fresca
introdotta nel motore a ciclo è all’incirca la stessa al variare del regime di rotazione; quindi possiamo
lasciare invariata anche la quantità di combustile iniettata e ottenere quindi il tipico andamento piatto
della coppia in funzione del numero di giri di un motore Diesel. Quanto detto è vero se si considera
ovviamente un compressore volumetrico: Roots o compressore a palette (Fig.14 (a), (b)). Comunque i
compressori Roots sono fortemente soggetto alle pulsazioni di aria che percorrono i condotti di
aspirazione che possono portare ad un funzionamento rumoroso. Nei
compressori a palette la
riduzione di volume determina un incremento della pressione del gas prima di giungere alla mandata,
quindi in contrasto alla sua controparte a lobi rotanti le sue prestazioni possono essere superiori anche
se presenta problemi maggiori per il bilanciamento e la durata legata all’usura delle palette. Per quanto
riguarda il compressore centrifugo (Fig.14 (c)) abbiamo che la pressione di mandata cresce con il
quadrato della velocità della girante e con essa anche la portata elaborata e quindi avremo di contro
una curva di coppia che diminuisce fortemente al ridursi del regime di rotazione.
Fig.14 Tipologie di compressori tipicamente utilizzati per sovralimentazione nel campo
automobilistico
36
L’area di applicazione preferita della sovralimentazione a comando meccanico è il motore benzina,
dove la sovralimentazione con turbogruppo a gas di scarico richiede un sistema di controllo molto più
complesso e costoso. Il sistema si sovralimentazione per i motore benzina è più complesso di quello
richiesto dai motori Diesel. Nei motori benzina è necessario un sistema di by-pass (Fig.15 (a)) del
compressore che viene attivato ai bassi carichi dove è necessario laminare l’aria attraverso la valvola a
farfalla per ottenere la miscela stechiometrica desiderata . Allo scopo di recuperare energia ai bassi
carichi in cui il motore può funzionare senza sovralimentazione, è consigliabile introdurre un sistema
di disinnesto del compressore (Fig.15 (b)). I motore Diesel con sovralimentazione meccanica non
necessitano di tali sistemi aggiuntivi: la progettazione ed il controllo risultano semplificati ed il costo
di vendita ovviamente ridotto.
I motori sovralimentati con compressore a comando meccanico sono caratterizzati da una elevata
reattività simile a quella di un motore Diesel aspirato per il quale la coppia erogata dipende
principalmente dalla velocità con cui varia la quantità di combustibile iniettato ovviamente nei limiti
dettati dal minimo rapporto aria-combustibile accettabile per ottenere una combustione soddisfacente.
Pertanto, la risposta del sistema motore ai comandi del conducente è ottima.
Fig.15 Motore sovralimentato con compressore a comando meccanico provvisto di by-pass (a);
motore sovralimentato con compressore a comando meccanico provvisto di by-pass e sistema di
disinnesto del compressore (b).
37
1.2.3.2 Sovralimentazione con turbogruppo a gas di scarico
Nei motori sovralimentati con turbogruppo a gas di scarico le caratteristiche di coppia sono
strettamente correlate all’accoppiamento tra motore e turbogruppo.
Se si introduce una frizione fra il compressore ed il motore, la rapidità con cui incrementa la pressione
e quindi la massima coppia erogabile dipende anche dalle caratteristiche della frizione.
I motori a benzina sovralimentati con turbogruppo a gas di scarico rappresentano l’esatto opposto del
motore Diesel aspirato. Nei motori benzina, il carico è controllato dalla quantità di miscela, che è a sua
volta controllata dalla laminazione dell’aria effettuata dalla valvola a farfalla. Pertanto, ai bassi carichi,
si possono misurare pressioni esigue (sotto i 0.5 bar) in tutto il collettore di aspirazione a valle della
valvola a farfalla, e la velocità del turbogruppo crolla significativamente a causa delle esigue quantità
di gas di scarico. Da questa condizione, il processo complessivo richiesto per arrivare in condizioni di
pieno carico nel modo più rapido possibile in questo motore è estremamente complesso e richiede un
tempo consistente. Aprendo la valvola a farfalla, la pressione nel sistema di aspirazione a valle deve
crescere fino alla pressione ambiente, e parallelamente la quantità di combustibile iniettato deve
aumentare. Nel corso di questo processo, la quantità di gas di scarico e la loro temperatura cresce,
aumentando la potenza fornita alla turbina. Dopo, il processo accelera progressivamente, fino alla
condizione di equilibrio del turbogruppo. Quindi, il processo completo non si completa in un tempo
estremamente breve. Pertanto la reattività di tale sistema è molto più lenta di quella ottenibile con
sovralimentazione a comando meccanico.
1.2.3.3 Il sistema ad impulsi
La connessione fra il collettore di scarico e la turbina gioca un ruolo molto importante nel
funzionamento dinamico del turbogruppo. Nel caso in cui il volume del collettore di scarico e dei
condotti che portano alla turbina sia relativamente piccolo e la sezione di passaggio della turbina
sufficientemente ampia, la pressione nel cilindro e nei condotti nella fase di scarico spontanea può
raggiungere rapidamente un valore che si avvicina a quello della pressione ambiente. In questa
condizione i condotti di scarico sono attraversati da impulsi di portata e pressione dei gas combusti
evacuati dai cilindri che raggiungono quasi integralmente la turbina. In questo caso si parla di sistema
38
ad impulsi. Risulta comunque inevitabile una contropressione più o meno elevata che può essere
ridotta adottando una appropriata configurazione dei condotti di scarico in modo che i gas scaricati da
cilindri differenti non interferiscano fra di loro.
I tempi di risposta del turbocompressore sono ridotti, perché il piccolo volume del collettore di scarico
consente un rapido cambiamento dei valori di pressione e temperatura che arrivano in turbina, la quale
quindi risente rapidamente delle condizioni di funzionamento variabili del motore.
Si può constatare nel caso in cui un fluido è indotto a passare attraverso un ugello di area costante da
un gradiente di pressione pulsante, la massa effluente in dato intervallo di tempo è minore di quella
che passerebbe nello stesso tempo, sotto l’azione di un gradiente di pressione costante, richiedendo
una maggiore spesa di energia [18]. L’energia convogliata dal flusso pulsante risulta invece superiore
a quella associata ad un gradiente costante, perché alla maggior parte di massa trasportata è associato
un maggior contributo entalpico. Questi fenomeni determinano un incremento della contropressione
media allo scarico rispetto al caso in cui il gradiente di pressione è costante. Ai bassi regimi, quindi,
dove gli intervalli di tempo tra gli impulsi di pressione, dovuti agli scarichi dei singoli cilindri, si
fanno più lunghi e quindi le oscillazioni di pressione sono più marcate, i fenomeni legati alla portata e
all’energia pulsante sono più consistenti e determinano quindi una riduzione meno sensibile della
contropressione mediata nel tempo allo scarico e quindi della pressione di sovralimentazione e della
coppia al diminuire del regime di rotazione. Quindi è possibile ottenere una caratteristica coppianumero di giri favorevole alla trazione, ossia con pendenza negativa al crescere del regime di
rotazione, in modo da garantire la stabilità di funzionamento del motore. Il sistema ad impulsi per
quanto visto viene comunemente utilizzato nei motori ad alta e media velocità (applicazione su
autovetture).
1.2.3.4 Il sistema a pressione costante
Allargando il volume dei condotti di scarico a monte della turbina e del collettore di scarico, le
pulsazioni di velocità dalle valvole di scarico vengono smorzate prima di raggiungere la turbina e
convertite in pressione che rimane all’incirca costante. Per questa ragione questo metodo è detto a
pressione costante. Questo metodo assicura un flusso senza oscillazioni consistenti di velocità dei gas
39
di scarico alla turbina che ha il tempo di raggiungere e mantenere il regime ottimale di rotazione e
funzionare con valori elevati di rendimento. Però questo sistema comporta anche un valore consistente
della contropressione allo scarico che aumenta il lavoro compiuto dal cilindro per evacuare i gas
combusti nella fase di scarico e riduce in parte il riempimento della camera di combustione. Inoltre la
trasformazione dell’energia cinetica in pressione è accompagnata da perdite irreversibili. Normalmente
queste perdite sono comunque coperte in parte dal migliorato rendimento della turbina che funziona in
condizioni stazionarie soprattutto nel punto di progetto per l’accoppiamento del turbogruppo al
motore. Contrariamente al sistema ad impulsi la risposta del sistema è molto più lenta nelle condizioni
di funzionamento transitorio del motore. Presenta però il vantaggio di semplificare la costruzione dei
collettori e dei condotti di scarico senza dover tener conto delle possibili sovrapposizioni degli impulsi
di pressione dei gas di scarico. Si può usare una turbina ad una sola entrata, collegata all’unico sbocco
del collettore di scarico, evitando le complessità e le dissipazioni dovute alla suddivisione del suo
distributore in più settori d’ingresso.
Il sistema a pressione costante è preferibilmente utilizzato nei motori due tempi dove è necessaria una
contropressione allo scarico consistente per avere un buon lavaggio ed un buon riempimento della
camera di combustione nella fase di aspirazione-scarico. Come vedremo successivamente il sistema a
pressione costante sta riprendendo piede fra i motori Diesel quattro tempi di ultima generazione poiché
la pressione costante nel collettore di scarico facilità il controllo del sistema di ricircolo dei gas
combusti.
1.2.3.5 Sovralimentazione con valvola allo scarico
Abbiamo già visto che fra i parametri principali di progettazione dei motori c’è la risposta rapida del
sistema ed una coppia elevata già ai bassi regimi di funzionamento del motore. Un metodo per
soddisfare tali requisiti è quello di ridurre le dimensioni della turbina del turbogruppo: la sezione di
passaggio ridotta determina una notevole contropressione allo scarico e di conseguenza un’elevata
pressione di sovralimentazione fornita dal compressore anche ai bassi regimi; riducendo l’inerzia della
girante si riducono anche i tempi per raggiungere il punto di funzionamento stazionario della turbina.
Per evitare di ottenere pressioni di sovralimentazione troppo elevate agli alti regimi non ammissibili
40
per questioni di natura strutturale del motore, si provvede allora a scaricare, in queste condizioni, parte
dei gas combusti prima dell’immissione in turbina tramite la valvola waste-gate (Fig.16) o di aria
compressa dopo il compressore.
Fig.16 Motore sovralimentato con valvola allo scarico
Lo scarico dei gas combusti è più conveniente, da un punto di vista energetico, rispetto a quello
dell’aria compressa, perché riduce anche la contropressione al motore diminuendo così il lavoro fatto
per l’espulsione dei gas dal cilindro. Tuttavia, esso presenta qualche problema costruttivo in più per la
valvola di sfiato, dovuta all’alta temperatura ed aggressività chimica dei gas combusti. Comunque
bisogna considerare che l’introduzione di turbine di piccole dimensioni determina consumi specifici di
combustibile maggiori agli alti carichi, a causa delle forti contropressioni allo scarico del motore e
dell’energia inutilizzata contenuta nei gas di scarico espulsi attraverso la waste-gate.
1.2.3.6 Sovralimentazione con turbina a geometria variabile
La premessa principale per l’uso dei moderni turbogruppi è che questi devono raggiungere
rapidamente un valore notevole di pressione di sovralimentazione su un ampio campo di
funzionamento per un elevato piacere di guida. Per ottenere questo risultato bisogna poter controllare
il funzionamento del turbocompressore in maniera flessibile.
41
Fig.17 Spaccato di una turbina a geometria variabile
A questo scopo è stata introdotta la turbina a geometria variabile, la quale permette di controllare la
pressione di sovralimentazione, attraverso la regolazione delle palette statoriche ad angolazione
variabile che possono essere mosse da un anello dentato (Fig.17). Ai bassi regimi del motore, la
sezione di passaggio tra due vani statorici è ridotta e il sistema si comporta come una turbina di
piccole dimensioni determinando un’elevata contropressione allo scarico (Fig.18).
Fig.18 Funzionamento della turbine a geometria variabile.
Agli alti regimi è possibile mantenere la pressione di sovralimentazione ad un valore fissato allargando
l’area di passaggio tra le palette: in questo modo è sfruttato l’apporto energetico di tutta la portata di
gas di scarico e non è necessario by-passare parte dei gas combusti come nei sistemi con waste-gate. Il
risultato è che la pressione media indicata e quindi la curva di coppia dei sistemi con VGT è
notevolmente incrementata rispetto ai sistemi di sovralimentazione con waste-gate per ogni regime di
funzionamento del motore [19] (vedi Fig.19). In più la stabilità di funzionamento è migliorata anche a
regimi di rotazione più bassi dove la curva di coppia continua a crescere col ridursi del numero di giri.
42
Fig.19 Confronto della pressione media effettiva massima per un motore Diesel con sistemi di
sovralimentazione con waste-gate e VGT.
La turbina a geometria variabile offre una grande flessibilità nel controllo delle prestazioni del motore
e delle emissioni, specialmente nei motori di ultima generazione dove è prevalente l’uso
dell’elettronica. Ad esempio, se il conducente del veicolo, richiede un’accelerazione rapida, il sistema
di controllo elettronico può essere programmato per ridurre la sezione di passaggio della VGT
aumentando rapidamente la pressione di sovralimentazione prima che venga introdotto il combustibile
necessario per incrementare la coppia. Questa metodologia di controllo aiuta ad eliminare i
momentanei sbuffi di fumo che nascono durante le accelerazioni improvvise a causa della formazione
di una miscela troppo ricca seguita da un notevole incremento del particolato prodotto. La turbina a
geometria variabile come visto permette di controllare il valore della pressione allo scarico e di
conseguenza è di ausilio anche nella regolazione della quantità di gas combusti di ricircolo nel
controllo delle emissioni inquinanti. Nel caso dei motori a benzina il sistema di controllo può
diventare estremamente complesso a causa della necessità di mantenere un rapporto stechiometrico
della miscela in ogni condizione di funzionamento. Infatti l’introduzione della turbina a geometria
variabile su un motore a benzina è datata 2006. In più tale motore sviluppato è un 3.6 litri con due
VGT e sarà montato sulla nuova Porsche 911; quindi si tratta di una vettura in cui i costi aggiuntivi
relativi alla progettazione del sistema di controllo possono essere facilmente ammortizzati attraverso
un incremento del prezzo della vettura. Invece, nei motori Diesel la VGT è stata introdotta sin dagli
anni 90’ (Peugeot 405 T16) ed è ormai largamente utilizzata su un ampia gamma di vetture Diesel.
43
1.2.3.7 Sistemi di sovralimentazione combinati
La flessibilità del sistema VGT può essere ulteriormente incrementata facendo ricorso a sistemi di
sovralimentazione combinati. Un numero consistente di sistemi più o meno complessi sono stati
inventati allo scopo di migliorare le caratteristiche di funzionamento dei motori a combustione interna
fra cui i principali sono: sovralimentazione a due stadi in serie o in parallelo e motori turbo compositi.
Nei motori turbo compositi la turbina del turbogruppo o un’altra turbina a valle fornisce parte
dell’energia dei gas di scarico all’albero motore (Fig.20).
Fig.20 Schema di un motore turbocomposito
Comunque lo scopo di questo sistema è di utilizzare tutta l’energia prelevabile dai gas di scarico in
ogni condizione di funzionamento allo scopo di ridurre il consumo di combustibile del veicolo. Si è
dimostrato [20] che è possibile ridurre il consumo specifico del motore di circa il 5% in prossimità del
punto di progetto quando compressore e turbina funzionano con valori del rendimento isoentropico
elevati. La complessità aggiuntiva nel processo di progettazione del motore ed il miglioramento
limitato in termini di prestazioni confinato al solo consumo specifico restringono l’applicazione dei
motori turbocompositi al solo settore navale o in casi sporadici ai mezzi pesanti per trasporto terrestre.
Il primo motore turbocomposito con trasmissione meccanica all’albero a gomiti è stato introdotto dalla
s.p.a Scania su un autotelaio nel 1991. Il sistema comunque non ha preso piede per il costo eccessivo
legato alla complessità e quindi al costo del collegamento tra due alberi di potenza ruotanti a regimi
ottimali nettamente diversi.
Di maggiore interesse è il caso in cui un generatore elettrico ad alta velocità è montato direttamente
sull’albero del turbogruppo (Fig.21). Il generatore preleva potenza dalla turbina per produrre elettricità
44
utile agli organi ausiliari del motore, con un beneficio in termini di consumi di combustibile. I progetti
in fase di sviluppo per i motori per trazione di mezzi pesanti mirano ad una riduzione del consumo
specifico dell’ordine del 5%. Il generatore elettrico permette inoltre un controllo del turbogruppo più
flessibile, se si considera la possibilità di utilizzare il generatore per decelerare il turbogruppo e ridurre
i tempi di frenata del motore o come motore per fornire ulteriore potenza al compressore nei momenti
in cui è richiesto un aumento repentino della pressione di sovralimentazione.
Fig.21 Schema di un motore turbo composito con generatore elettrico
Comunque il motore turbocomposito non si presta a soddisfare i requisiti richiesti ai motori per
applicazione su autovetture.
I sistemi di sovralimentazione con doppia sovralimentazione in parallelo sono provvisti di due o più
turbogruppi (vedi Fig.22). I gas di scarico di un gruppo di cilindri spinge una turbina ed i rimanenti
cilindri l’altra. I compressori alimentano tutti i cilindri. Questo tipo di tecnica è applicata su motori di
elevata cilindrata o motori caratterizzati da un ampio campo di velocità di rotazione. Invece di
utilizzare un unico turbogruppo con sezioni di passaggio dei gas elevate, se ne utilizzano due di
dimensioni ridotte. I due turbogruppi lavorano entrambe quando vengono richieste portate elevate
garantendo le stesse prestazioni di un turbogruppo più grande. Quando le portate diventano
estremamente basse, un turbogruppo viene by-passato e l’intera portata di gas di scarico viene inviata
45
all’altro turbogruppo che funziona in condizioni di efficienza nettamente superiori ai valori
caratteristici di un turbogruppo di maggiori dimensioni in tali condizioni di funzionamento, con un
netto guadagno nell’efficienza complessiva del motore ed una curva di coppia più piatta. In tali
condizioni operative l’inerzia ridotta dell’unico turbogruppo funzionante permette una risposta rapida
del motore a basso numero di giri.
Fig.22 Schema del sistema di sovralimentazione con due turbogruppi in parallelo.
Questo sistema comunque non permette di ottenere valori di sovralimentazione estremamente elevati.
Infatti la pressione di sovralimentazione è limitata superiormente dalla condizione di flusso strozzato
attraverso il compressore (o pompaggio in caso di progettazione errata). Le caratteristiche di tale
sistema non sono perfettamente combacianti con quelle richieste dai motori per autovetture. Le
applicazioni di tale sistema alle autovetture sono esigue e in generale sono limitate ai motori benzina
(motore Subaru 2 l datato 1993) piuttosto che ai motori Diesel. Infatti nei motori ad accensione
comandata non è richiesta una pressione di sovralimentazione elevata poichè limitata dal rischio di
detonazione ed il campo di velocità del motore è più ampio che nei Diesel. Nei motori Diesel per
autovetture tale sistema non ha praticamente visto alcuna applicazione importante poiché a parità di
costi di produzione è sicuramente più vantaggiosa la sovralimentazione con due turbogruppi in serie
46
detta anche sovralimentazione a due stadi. Nei motori Diesel, la sovralimentazione a due stadi
permette di ottenere una serie di vantaggi rispetto alla sovralimentazione a singolo stadio:
•
un livello di sovralimentazione molto più spinto, che permette di raggiungere valori elevatissimi
della pressione media effettiva;
•
una migliore efficienza di sovralimentazione come conseguenza della maggiore flessibilità fornita
dalla gestione di due turbogruppi.
•
maggiori possibilità di adattare il comportamento del motore alle esigenze desiderate.
Comunque a questi vantaggi potrebbero opporsi degli svantaggi significativi:
•
un comportamento molto peggiore nella risposta in fase di accelerazione, dato che i rotori di ogni
turbogruppo devono essere accelerati con la stessa energia dei gas di scarico;
•
necessità di maggiore spazio per l’installazione, incremento significativo del peso e dei costi del
veicolo;
•
inerzia termica del sistema di scarico incrementata, a cui si associa una peggiore situazione per i
sistemi di post-trattamento (vedi capitolo 3).
Questi svantaggi comunque possono essere ridotti o addirittura eliminati. La progettazione ottimale
del sistema di sovralimentazione prevede l’utilizzo di una sola turbina di piccole dimensioni per avere
una risposta rapida nelle fasi di avviamento ed una turbina più grande a valle che entra in funzione
disattivando un sistema di by-pass a elevate velocità di rotazione del motore per ottenere valori
elevatissimi di pressione di sovralimentazione. Le dimensioni ed il peso dei due turbogruppi può
essere abbattuto inserendo i due turbogruppi in un unico corpo. Il costo può essere ridotto attraverso la
produzione in serie del gruppo di sovralimentazione [21] (Fig.23). Tale sistema permette di ottenere
curve di coppia che permettono un funzionamento stabile del motore anche ad un regime di rotazione
del motore bassissimo (vedi pressione media effettiva in Fig.24) con valori di coppia impressionanti
[3].
47
Fig.23 Esempio di gruppo compatto di sovralimentazione con due turbogruppi e rami di by-pass.
Fig.24 Confronto della pressione media effettiva massima per un motore Diesel con sistemi di
sovralimentazione con VGT (blu) e a due stadi (rosso).
In Fig.25 viene confrontato il comportamento in transitorio di un motore sovralimentato con VGT e
dello stesso motore con sovralimentazione a due stadi [3]. Il miglioramento nella risposta risulta
evidente. Il sistema di sovralimentazione a due stadi ha praticamente tutte le caratteristiche richieste
per un elevatissimo piacere di guida. La descrizione più dettagliata di tali sistemi è riportata nel
capitolo 4.
Fig.25 Comportamento non stazionario del sistema di sovralimentazione VTG e a doppio stadio.
48
1.3 Analisi delle quote di mercato del Diesel.
Come sempre il Mercato apprezza, secondo le fasce, prodotti economici, oppure prestazionali, oppure
“alla moda”. Il motore Diesel è stato ed è tuttora soggetto ad una consistente evoluzione tecnologica
finalizzata ad incrementarne le prestazioni per renderlo appetibile nel Mercato delle automobili
monopolizzato dai motori ad accensione comandata.
Il prezzo del gasolio in Europa è stato per molti anni molto più basso di quello della benzina
soprattutto nel periodo di crisi petrolifera alla fine degli anni 70’ (vedi Fig.26). Infatti a questi anni
risale anche il consistente allargamento del mercato del Diesel in Europa
Fig.26 Andamento storico del prezzo del gasolio e della benzina in Italia e negli Stati Uniti. I valori
tengono conto dell’inflazione e del rapporto Euro/Dollaro pari ad 1.41 (dati del U.S. Department of
Energy e dell’Unione Petrolifera)
In più bisogna considerare che il contenuto energetico per unità di volume è favorevole al gasolio con
8.52 [kcal/l] contro i 7.66 [kcal/l] e ciò ha reso ancora più appetibile la motorizzazione Diesel. Invece
negli Stati Uniti, come in molte altre parti del mondo, il costo del Diesel è rimasto molto vicino a
quello della benzina che in più si attestava a valori molto più bassi di quelli che si registravano in
Europa. Per questo motivo il consumo specifico è rimasto per molti anni un parametro di importanza
secondaria nel settore automobilistico a favore dei motori ad accensione comandata. Nonostante il
prezzo del gasolio si sia attestato in Europa ai valori della benzina, il Diesel conserva tuttora in questo
continente una quota considerevole del mercato dell’automobile (Fig.27) [22] . La motivazione di ciò
risiede probabilmente in una maggiore consapevolezza da parte del Mercato europeo delle prestazioni
dei moderni motori Diesel notevolmente superiori rispetto agli obsoleti motori ad accensione
49
spontanea lenti e rumorosi. In più i livelli odierni di manutenibilità dei motori Diesel sono uguali a
quelli dei motori benzina che nel corso dell’evoluzione sono stati allestiti con nuovi sistemi
(sovralimentazione, VVT, etc.) sempre più complessi ed onerosi da riparare.
Fig.27 Statistiche di vendita di veicoli Diesel.
Nel settore dei mezzi pesanti per trasporto terrestre il motore Diesel sta praticamente soppiantando il
motore benzina a livello mondiale. Infatti nel settore dei mezzi commerciali è molto più sentita
l’esigenza di avere un motore con consumi specifici ridotti e capace di fornire a bassi regimi di
rotazione una coppia elevata. Questa è necessaria per ottenere un valore plausibile di accelerazione in
fase di avviamento del veicolo senza dover ricorrere ad un cambio con un numero troppo elevato di
marce che oltre ad essere costoso obbliga il conducente a cambiare continuamente il rapporto di
trasmissione in fase di manovra a velocità ridotta. In più i motori Diesel sono caratterizzati da una vita
più lunga rispetto ai motori benzina come conseguenza delle caratteristiche di resistenza che devono
essere maggiori per sopportare le maggiori sollecitazioni termiche e meccaniche associate al ciclo di
combustione. Il Mercato dell’automobile comunque gioca un ruolo fondamentale per comprendere lo
sforzo e le risorse necessarie che bisognerà investire oggi e nel futuro più immediato per lo sviluppo di
tecnologie atte a migliorare le prestazioni dei motori Diesel. È necessario quindi avanzare delle
previsioni sul comportamento del mercato automobilistico che rappresenta sicuramente il settore
economicamente più allettante per le case costruttrici di motori a combustione interna. Le
regolamentazioni sulle emissioni inquinanti hanno influenzato, sin dalla loro introduzione, la
progettazione, le prestazioni ed i costi dei motori a combustione interna. I limiti che verranno imposti
50
nel prossimo futuro sulle emissioni di CO2 per unità di distanza percorsa hanno al momento priorità
assoluta. Infatti le altre emissioni regolamentate nei motori Diesel e benzina possono essere abbattute
con sistemi specifici allo scarico che favoriscono alcune reazioni di ossidazione o riduzione delle
particelle tossiche in sostanze non nocive. Questa tecnica non può essere adottata in riferimento
all’anidride carbonica. A tale scopo sono state individuate una serie di misure. Queste sono state
identificate dall’industria automobilistica europea ed inserite in un approccio integrato [23] che
comprenda un ulteriore miglioramento delle tecnologie dei veicoli, combinato all’utilizzo di
combustibili alternativi, al miglioramento della gestione del traffico e delle infrastrutture, ad uno stile
di guida più economico ed alla definizione di un sistema di tassazioni in relazione alla CO2 prodotta
dai veicoli. Le misure tecniche comprendono:
•
riduzione del consumo specifico dei motori
•
applicazioni per un sistema di climatizzazione efficiente
•
riduzione delle perdite per attrito della vettura
•
sviluppo di tecnologie per l’utilizzo di combustibili fossili alternativi
•
incremento dell’utilizzo dei bio-combustibili
Il miglioramento in termini di abbattimento della CO2 attraverso il miglioramento del sistema di
climatizzazione è difficile da stimare e quindi da introdurre in una regolamentazione. La riduzione
delle perdite per attrito della vettura sono principalmente da ottenersi tramite riduzione dell’attrito
volvente e monitoraggio della pressione dei pneumatici e utilizzo di lubrificanti a viscosità ridotta ma
il loro apporto al rendimento totale è limitato al 2-3%. L’utilizzo di combustibili fossili alternativi
permette un abbattimento della CO2 prodotta ma il costo legato alle modifiche da apportare al motore
è, al momento, maggiore di quello necessario per abbattere lo stessa quantità di CO2 attraverso la
riduzione dei consumi specifici. L’interesse verso i combustibili fossili alternativi è di certo legato al
prezzo del gasolio. L’introduzione dei bio-combustibili è tuttora principalmente legata al maggior
costo di produzione e vendita rispetto al Diesel (biodiesel) o alla benzina (etanolo) derivati del
petrolio. Comunque il biodiesel permetterebbe una riduzione del 78% delle emissioni di CO2 se si
tiene conto della quantità di anidride carbonica che viene riassorbito nel ciclo produttivo di tale
combustibile (dalle piante da cui si ricava il biodiesel). Invece nei motori ad accensione comandata
51
l’etanolo determinerebbe la riduzione solo del 15% di CO2 vantaggio del motore ad accensione
spontanea (in cui si può utilizzare il biodiesel). La tendenza del prezzo del gasolio ad aumentare
soprattutto negli ultimi anni (negli Stati Uniti ci sono periodi in cui ha sorpassato il prezzo della
benzina) sembra preludere ad un imminente aumento di scala del mercato del bioDiesel sulle
autovetture con motore ad accensione spontanea. Ovviamente al momento il mercato principale per
l’introduzione del bioDiesel è l’Europa dove maggiormente è diffuso il motori Diesel. Le statistiche
confermano la crescita in Europa della produzione di biodiesel (Fig.28).
Fig.28 Statistiche di vendita del biodiesel in Europa. (fonte: European Biodiesel Board)
Comunque è importante considerare che il prezzo del gasolio è cresciuto notevolmente negli ultimi
anni a causa dei processi di raffinamento di elevata qualità richiesti per eliminare completamente lo
zolfo dannoso per alcuni sistemi di post-trattamento. Quindi si prospetta un rallentamento nella
crescita del costo del gasolio nei prossimi anni. In più bisogna tener conto anche delle tassazioni
imposte dallo stato sul gasolio o al contrario degli incentivi alla vendita del bioDiesel. Ovviamente è
necessario che la capacità produttiva del biodiesel sia tale da soddisfarne le richieste: in Europa
comunque questo non sembra essere al momento un problema [24] (Fig.29).
Fig.29 Capacità produttiva e produzione del biodiesel in Europa.
52
Comunque la riduzione del consumo specifico sembra, nell’immediato futuro, la soluzione più idonea
per rientrare nei limiti imposti dalla commissione Europea ridefiniti 130gCO2/km a dicembre 2008
[25]. La tecnologia basata sul concetto di combustione omogenea (HCCI) rappresenta un metodo
efficace per ridurre il consumo specifico (vedi capitolo 3). In particolare questa tecnologia permetterà
una notevole riduzione dei consumi soprattutto nei motori a benzina che si attesteranno a valori simili
a quelli dei moderni motori Diesel. Esistono al momento diversi prototipi tra cui la Saturn Aura e la
Opel Vectra della General Motors [26] che promettono fino al 15% di risparmio di combustibile
rispetto alle versioni convenzionali. Comunque tale tipo di tecnologia non è ancora matura per poter
essere introdotta su larga scala. Nei motori Diesel si prospetta una riconfigurazione della strategia di
abbattimento delle emissioni che prevede probabilmente l’eliminazione del sistema di ricircolo dei gas
di scarico al fine di massimizzare l’efficienza di combustione provvedendo ad abbattere gli NOx con
appositi sistemi di post-trattamento allo scarico. Comunque una strategia di abbattimento della CO2
che si affida eccessivamente alla tecnologia del veicolo determinerà un incremento consistente di
vendita dei veicoli. Pertanto il costo di vendita delle vetture potrebbe diventare un fattore chiave nella
strategia di abbattimento della CO2. In questo contesto è necessario tenere conto anche della possibile
introduzione di altre tecnologie. Al momento l’alternativa più interessante è rappresentata dai veicoli a
trazione ibrida con motore elettrico (Hybrid Electric Vehicle). A riguardo la riduzione in termini di
CO2 percentuale ottenuta durante il ciclo di prova (NEDC) è riportata per i seguenti veicoli già sul
mercato [23]:
•
Honda Civic: 23%
•
Toyota Prius: 35%
•
Lexus 400h: 20%
Comunque la riduzione ottenuta per la Prius non è solo il risultato del sistema ibrido ma
dell’introduzione di alcune misure atte a migliorarne l’efficienza tra cui la riduzione del peso e
pneumatici a basso attrito volvente. Durante la presentazione del motore ibrido Diesel-elettrico basato
sulla Peugeot 307 e la Citroën C4, la PSA (Peugeot e Citroën) ha affermato che allo stato attuale della
tecnologia il prezzo di vendita di questi veicoli sarebbe 4500 € più alta della controparte
convenzionale. Questo nuovo modello comunque è capace di ridurre le emissioni di CO2 del 28 %.
53
In Tabella 1 vengono riportati i costi aggiuntivi di alcune tecnologie introdotte su veicoli di piccolamedia dimensione ed il relativo apporto nell’abbattimento della CO2 [27].
Tabella 1
Costi aggiuntivi di alcune tecnologie introdotte su veicoli di piccola-media dimensione e
relativo apporto nell’abbattimento della CO2
I motori Diesel sono nettamente avvantaggiati per quanto riguarda l’obiettivo dei 130 g/km di CO2 che
può essere raggiunto facilmente attraverso l’applicazione della tecnologia ‘stop&go’ (sistema che
rallenta e accelera il veicolo automaticamente attraverso l’uso di radar/sensori di distanza) con un
incremento dei costi di soli 660 €. Per i motori ad accensione comandata sembra invece necessario
ricorrere all’ausilio del motore elettrico con un incremento nettamente superiore dei costi di
produzione e vendita. Al momento i notevole costo delle motorizzazioni ibride rappresenta il motivo
principale della loro ridottissima quota di mercato accreditando la tesi di un mercato sensibile al costo
dei veicoli. Comunque bisogna considerare che al momento le tecnologie produttive e di sviluppo dei
tali motori non sono ancora mature e quindi il costo di produzione dei veicoli ibridi in futuro potrebbe
subire un consistente decremento. In più le strategie di abbattimento della CO2 per il 2012 dipendono
anche dalla dimensione del segmento di vetture che si sta considerando. Il costo delle motorizzazioni
Diesel sarà comunque ridotto rispetto a quello dei benzina indipendentemente dal segmento
considerato [23].
Per il 2020 le principali tecniche che si prospetta verrano adottate per rientrare nei limiti previsti pari a
95 g/km di CO2 (con possibili variazioni) sono due:
•
la riduzione estrema delle cilindrate (Extra strong downsizing)
54
•
l’utilizzo di vetture con motorizzazione ibrida (full hybridisation)
La prima di queste due tecniche sarà, secondo le stime effettuate dall’Agenzia Europea dell’Ambiente
[28], l’approccio più economico per raggiungere l’obiettivo dei 95 g/km di CO2. In Tabella 2 è
riportato l’incremento del prezzo di vendita relativo al 2006 a seconda del limite stabilito per la CO2 e
degli scenari più o meno favorevoli allo sviluppo delle tecnologie ed alla penetrazione delle nuove
tecnologie adottate nel Mercato.
Tabella 2
Impatto medio sui costi delle vetture in funzione dei possibili limiti imposti sulla CO2 nel
2020, delle tecnologie introdotte, e degli scenari di avanzamento e penetrazione nel mercato di tali tecnologie.
Andando oltre negli anni è estremamente difficile avanzare delle previsioni concrete sulla direzione in
cui andrà il mercato dell’automobile a causa dell’elevato numero di parametri di cui bisogna tener
conto e dei nuovi scenari legati all’introduzione di nuove tecnologie tra cui le celle a combustibile o le
batterie ad elevatissima capacità per i motori elettrici. Sembra comunque che il Diesel abbia i
presupposti per una vita più lunga rispetto al benzina che ben presto verrà soppiantato dalle nuove
tecnologie necessarie per l’abbattimento dell’anidride carbonica.
55
2 Normative per il contenimento delle emissioni dei
veicoli con motori Diesel
Le sostanze inquinanti dell’aria possono incidere sull’ambiente interferendo con il clima, la fisiologia
delle piante, le specie animali e l’intero ecosistema, così come la specie umana. Il clima è stato posto
in cima alla lista per riflettere il fatto che il cambiamento del clima è stato riconosciuto come una delle
sfide più importanti che l’umanità deve affrontare nel 21° secolo. In questo contesto dovrebbero essere
aggiunte alla lista degli inquinanti classici, tra cui gli ossidi di azoto e i solfuri, alcuni agenti che
possono modificare il clima, il più importante il biossido di carbonio, che comunque non causano
danni agli organismi viventi. D’altra parte, le ricerche sul clima hanno collegato certi componenti a
lungo riconosciuti come inquinanti dell’aria (ad esempio la fuliggine) al riscaldamento climatico,
apportando così un’ulteriore motivazione per il loro controllo.
Gli inquinanti possono essere originati da fonti naturali o artificiali. Esempi di fonti naturali di
inquinamento includono le eruzioni vulcaniche o le erosioni provocate dal vento. Le emissioni dei
m.c.i. sono invece un esempio consistente di inquinanti artificiali.
Le reazioni atmosferiche possono trasformare gli inquinanti primari in specie chimiche differenti.
Queste reazioni possono produrre composti secondari che possono più o meno nocivi dei precursori.
I governi e le organizzazioni internazionali stanno prendendo provvedimenti per proteggere la qualità
dell’aria, e più di recente per controllare le emissioni causa di modifiche climatiche. Gli standard e le
linee guida sulla qualità dell’aria, rilasciate dalle autorità per la protezione dell’ambiente, sono
strumentali per il raggiungimento degli obiettivi sulla qualità dell’aria. Un esempio di legislazione
risiede nella ‘US National Ambient Air Quality Standards’ adottata dalla Environmental Protection
Agency. Tale legislazione si occupa sia della salute della specie umana (standard primario), sia del
benessere pubblico (standard secondario). Appartengono a quest’ultima categoria gli effetti sull’acqua,
il suolo, la vegetazione, gli animali, così come l’impatto sullo stile di vita e sul benessere generale.
L’industria dell’automobile sta investendo pesantemente in nuove tecnologie e strategie per affrontare
queste problematiche complesse. In tutto il mondo, l’automobile determina un migliore qualità della
56
vita; l’obiettivo è conservare i suoi benefici e ridurre al contempo il suo impatto negativo
sull’ambiente principalmente attraverso l’abbattimento delle emissioni nocive generate nel processo di
combustione.
2.1 Prodotti della combustione nei Diesel
I gas combusti del Diesel sono principalmente composti di CO2, H2O e la porzione inutilizzata
dell’aria aspirata dal motore. Nessuno di questi prodotti principali della combustione, eccetto
l’anidride carbonica per le proprietà legate all’effetto serra, ha effetti nocivi alla salute o all’ambiente.
Però le emissioni dei motori Diesel includono anche inquinanti che possono essere tossici per l’uomo
o causare altri effetti negativi per l’ambiente. Alcune emissioni dei motori Diesel sono regolate negli
Stati Uniti, Europa, Giappone, ed in molte altre nazioni.
Le emissioni sottoposte a normativa includono i seguenti composti:
•
il particolato comunemente chiamato ‘polvere sottile’ (PM) regolato in base alla massa di
particelle emesse;
•
gli ossidi di azoto (NOx), una miscela di monossido di azoto (NO) e biossido di azoto (NO2);
•
gli idrocarburi incombusti (HC);
•
il monossido di carbonio (CO).
Nei gas di scarico dei Diesel possono essere trovati molti inquinanti non regolamentati, generalmente
in concentrazioni molto più basse delle emissioni prima elencate. Alcune di queste compongono una
porzione del particolato, altre sono specie completamente separate in fase gassosa. Gli inquinanti non
regolamentati sono:
•
gli idrocarburi aromatici polinucleari (PAH), composti organici pesanti che si trovano
principalmente nel particolato ma in parte anche in fase gassosa;
•
la frazione organica solubile del particolato (SOF), formata da composti semi-volatili;
•
le aldeidi (R-CHO), derivati degli idrocarburi;
•
l’ossido nitroso, N2O
•
il biossido di zolfo, SO2, dai solfuri presenti nel combustibile.
57
•
gli ossidi di metallo che derivano dall’ossidazione di composti metallorganici presenti in molti oli
lubrificanti. Inoltre gli additivi aggiunti nel combustibile al fine di controllare le emissioni dei
Diesel possono contenere ferro, cerio e altri metalli inquinanti.
•
le diossine
Le emissioni di biossido di zolfo dei motori Diesel, anche se non regolamentate, sono controllate dagli
standard legislativi per i combustibili che impongono un contenuto sempre più basso di solfuri nel
gasolio.
2.1.1 Il monossido di carbonio
Il monossido di carbonio è un gas inodore, incolore, altamente tossico ed anche facilmente
infiammabile in elevate concentrazioni. La massima concentrazione di CO nell’ambiente è stata
raccomandata dalla Organizzazione Mondiale della Sanità. Come l’ anidride carbonica (CO2) deriva
dall’ossidazione del carbonio in presenza di ossigeno. La sua presenza è quindi legata ai processi di
combustione che utilizzano combustibili organici. In ambito urbano la sorgente principale è
rappresentata dal traffico veicolare per cui le concentrazioni più elevate si riscontrano nelle ore di
punta del traffico. Il principale apporto di questo gas (fino al 90% della produzione complessiva) è
determinato dagli scarichi dei veicoli a benzina in condizioni tipiche di traffico urbano rallentato
(motore al minimo, fasi di decelerazione, ecc.): per questi motivi viene riconosciuto come tracciante di
inquinamento veicolare. Tra i motori degli autoveicoli, quelli a ciclo Diesel ne emettono quantità
minime, in quanto la combustione del gasolio avviene in eccesso di aria. E’ definito un inquinante
primario a causa della sua lunga permanenza in atmosfera che può raggiungere dai quattro ai sei mesi.
Mentre gli effetti sull’ambiente sono da ritenersi sostanzialmente scarsi o trascurabili, relativamente
agli aspetti igienico-sanitari è da rimarcare l’elevata affinità (circa 240 volte superiore a quella per
l’ossigeno) che questo gas dimostra nei confronti dell’emoglobina con formazione di un complesso
estremamente stabile (carbossiemoglobina). Considerando che l’emoglobina è la molecola organica
deputata nell’uomo al trasporto dell’ossigeno ai vari organi e tessuti, è evidente come in presenza di
elevate concentrazioni di CO, alcune fasce di popolazioni quali neonati, cardiopatici, asmatici e più in
58
generale le persone anziane possano incorrere in alterazioni delle funzioni polmonari, cardiache e
nervose, effetti questi conseguenti ad una verosimile azione tossica del composto sugli enzimi cellulari
che inibiscono, per questa via, la respirazione.
Recenti studi epidemiologici hanno infine dimostrato l’associazione causale tra aumento delle
concentrazioni di CO ed incremento della mortalità giornaliera totale, di quella specifica per malattie
cardiovascolari e respiratorie a breve termine.
Ai sensi della normativa vigente (direttiva 2008/50/CE che conferma D.M. 2 aprile 2002 n.60 e
D.P.C.M. 28.03.1983) i valori limite per la protezione della salute umana sono rispettivamente:
•
40 mg/m3 (concentrazione massima oraria);
•
10 mg/m3 (concentrazione media massima trascinata sulle 8 ore).
2.1.2 Gli ossidi di azoto
In generale gli ossidi di azoto (NO, N2O, NO2 ed altri) sono generati dai processi di combustione,
qualunque sia il combustibile utilizzato, per reazione diretta tra l'azoto e l'ossigeno dell'aria ad alta
temperatura (>1200°C).
I processi di combustione emettono quale componente principale monossido di azoto (NO) che, nelle
emissioni di un motore a combustione interna, rappresenta circa il 98 % delle emissioni totali di ossidi
di azoto. Successivamente il monossido di azoto in presenza di ozono si trasforma in biossido di azoto.
La formazione diretta di biossido di azoto dai processi di combustione è strettamente correlata agli
elevati valori di pressione e temperatura che si realizzano all'interno delle camere di combustione dei
motori.
I fumi di scarico degli autoveicoli contribuiscono enormemente all'inquinamento da NO; la quantità di
emissioni dipende dalle caratteristiche del motore e dalla modalità del suo utilizzo (velocità,
accelerazione, ecc.).
La miscela degli ossidi di azoto, una volta immessa nell'ambiente, vi permane fino a 5 giorni, prima di
essere rimossa con formazione di acido nitrico (HNO3) e quindi di nitrati. Pertanto, in particolari
59
condizioni meteorologiche e in presenza di concentrazioni elevate, tale sostanza può diffondersi
nell'atmosfera ed interessare territori situati anche a grande distanza dalla sorgente inquinante.
Per quanto riguarda gli effetti sulla salute dell'uomo, sia il monossido di azoto che il biossido di azoto
risultano potenzialmente pericolosi per la salute.
In particolare il monossido di azoto, analogamente al monossido di carbonio, agisce sull'emoglobina,
fissandosi
ad
essa
con
formazione
di
metamoglobina
e
nitrosometaemoglobina.
Questo processo interferisce con la normale ossigenazione dei tessuti da parte del sangue ma,
nonostante ciò, non sono mai stati riscontrati casi di decessi per avvelenamento da NO.
Il biossido di azoto è più pericoloso per la salute umana, con una tossicità fino a quattro volte
maggiore di quella del monossido di azoto.
Forte ossidante ed irritante, il biossido di azoto esercita il suo effetto tossico principalmente sugli
occhi, sulle mucose e sui polmoni. In particolare tale gas è responsabile di specifiche patologie a
carico dell'apparato respiratorio (bronchiti, allergie, irritazioni, edemi polmonari che possono portare
anche al decesso). I soggetti più esposti all'azione tossica sono quelli più sensibili, come i bambini e
gli asmatici.
Il biossido di azoto si può ritenere uno degli inquinanti atmosferici più pericolosi, non solo per la sua
natura irritante sull'uomo, ma anche perché, in condizioni di forte irraggiamento solare, provoca delle
reazioni fotochimiche secondarie che creano altre sostanze inquinanti ("smog fotochimico"): in
particolare è un precursore dell'ozono troposferico. Inoltre, trasformandosi in presenza di umidità in
acido nitrico, esso è una delle cause della formazione delle cosiddette "piogge acide", che provocano
ingenti danni alle piante e più in generale alterazioni negli equilibri ecologici ambientali.
Per il biossido di azoto ed in generale gli ossidi di azoto, il riferimento normativo è la direttiva
2008/50/CE che conferma il Decreto Ministeriale del 2 aprile 2002, n. 60.
I valori limite, ovvero le concentrazioni massime in atmosfera per evitare, prevenire o ridurre gli
effetti dannosi sulla salute umana e sull'ambiente, validi in tutti i paesi dell'U.E. e quindi anche in
Italia, sono riepilogati in Tabella 3. Per il Biossido di Azoto è stata stabilita anche una soglia di
allarme, ovvero la concentrazione atmosferica oltre la quale vi è un rischio per la salute umana in caso
di esposizione di breve durata e raggiunto il quale si deve immediatamente intervenire. Tale valore è
60
pari a 400 µg/m3, misurati su tre ore consecutive in un sito rappresentativo della qualità dell'aria su
un'area di almeno 100 km2.
Concentrazioni massime di ossidi di azoto in Europa.
Tabella 3
VALORE LIMITE
PERIODO DI
VALORE LIMITE
MEDIAZIONE
IN VIGORE
DAL
Per la protezione della
salute umana
1 ora
200 µg/m3 da non superare più di
18 volte all'anno
01/01/2010
Per la protezione della
salute umana
Anno civile
40 µg/m3
01/01/2010
Per la protezione degli
ecosistemi
Anno civile
30 µg/m3
19/07/2001
2.1.3 Gli idrocarburi incombusti
Gli idrocarburi che si trovano nella fase gassosa dei gas di scarico dei motori Diesel sono una miscela
di molte specie di idrocarburo derivanti dal gasolio e dall’olio lubrificante. Gli idrocarburi del
combustibile sono caratterizzati da una catena di atomi di carbonio più corta mentre l’olio lubrificante
contiene i materiali più pesanti. Gli idrocarburi, specialmente quelli con la catena di atomi di carbonio
più lunga, possono avere un odore caratteristico irritante. Alcuni, come il benzene, sono tossici e
carcinogeni. Vari derivati degli idrocarburi, tra cui le aldeidi, sono tossici e in alcuni casi carcinogeni.
I composti appartenenti alla categoria degli idrocarburi incombusti per i quali sono stati imposti limiti
di esposizione sono: il benzene ed il benzo(a)pirene che appartiene alla categoria degli Idrocarburi
Policiclici Aromatici (I.P.A.), composti organici formati da uno o più anelli benzenici.
Le stime della Organizzazione Mondiale della Sanità indicano che nove persone su centomila esposte
ad una concentrazione di 1 ng/m3 di benzo(a)pirene sono a rischio di contrarre il cancro. L’Agenzia
Internazionale di Ricerca sul Cancro (I.A.R.C.) ha inserito il benzo(a)pirene e altri I.P.A. con 4-6
anelli condensati nelle classi 2A o 2B (possibili o probabili cancerogeni per l'uomo) per gli effetti
dimostrati "in vitro".
Pericolosità ancora più elevata rispetto agli Idrocarburi Policiclici Aromatici è stata dimostrata da
I.P.A. con azoto e ossigeno, anch'essi generati nelle combustioni incomplete.
61
I valori obiettivo per il benzo(a)pirene, ovvero le concentrazioni massime in atmosfera per evitare,
prevenire o ridurre gli effetti dannosi sulla salute umana e sull'ambiente, validi in tutti i paesi dell’U.E.
e quindi anche in Italia sono riportati nella Direttiva 2004/107/CE del 15 dicembre 2004 e riepilogati
in Tabella 4.
Tabella 4
Concentrazioni massime di benzo(a)pirene in Europa.
VALORE LIMITE
PERIODO DI
VALORE LIMITE
MEDIAZIONE
Per la protezione della
salute umana
1 ora
200 µg/m3 da non superare più
di 18 volte all'anno
IN VIGORE
DAL
01/01/2010
Per il benzene (C6H6) il riferimento normativo è la direttiva 2008/50/CE che conferma il Decreto
Ministeriale del 2 aprile 2002, n. 60 (Tabella 5).
Concentrazioni massime di benzene in Europa.
Tabella 5
VALORE LIMITE
PERIODO DI
VALORE
MEDIAZIONE
LIMITE
Per la protezione
della salute umana
anno civile
5 µg/m3
DATA DI RAGGIUNGIMENTO
DEL VALORE LIMITE
01/01/2010
2.1.4 Il biossido di zolfo
Il biossido di zolfo (SO2) è un gas incolore, dall'odore pungente e irritante. In atmosfera la presenza di
biossido di zolfo è accompagnata da quella del triossido di zolfo (SO3); infatti il biossido (SO2) può
essere trasformato in triossido (SO3) mediante processi indotti dall'irraggiamento solare. In atmosfera
la presenza di SO3 come tale è a sua volta condizionata dalla concentrazione di vapore acqueo; in
combinazione con questo essa forma infatti facilmente acido solforico (H2SO4).
Le principali emissioni di biossido di zolfo derivano dai processi di combustione che utilizzano
combustibili di tipo fossile (gasolio, olio combustibile, carbone), in cui lo zolfo è presente come
impurità. Le fonti di emissione principali sono dunque gli impianti fissi di combustione (produzione di
energia, riscaldamento, ecc.) ed alcuni particolari processi industriali (settore metallurgico).
Una percentuale minore di biossido di zolfo nell’aria (6-7%) proviene dal traffico veicolare, in
particolare dai veicoli con motore Diesel. Il tempo di persistenza del biossido di zolfo nell’ambiente è
di circa 4 giorni. In particolari condizioni meteorologiche e in presenza di concentrazioni elevate, tale
62
sostanza può diffondersi nell’atmosfera ed interessare territori situati anche a grande distanza dalla
sorgente inquinante.
Per quanto riguarda gli effetti sul metabolismo umano, il biossido di zolfo è considerato nella
letteratura internazionale il più pericoloso degli inquinanti atmosferici, a causa dell’ipersensibilità ad
esso mostrata da alcune fasce di popolazione, come gli anziani o le persone soggette a malattie
croniche dell'apparato respiratorio - cardiovascolare. Il biossido di zolfo già a basse concentrazioni è
una sostanza irritante per gli occhi, per la gola e per il tratto superiore delle vie respiratorie; a
concentrazioni elevate può dar luogo a irritazioni delle mucose nasali, bronchiti e malattie polmonari;
l’esposizione prolungata a concentrazioni di alcuni mg/m3 di SO2 possono comportare incremento di
faringiti, affaticamento e disturbi a carico dell’apparato sensorio. E’ inoltre accertato un effetto
irritante sinergico in caso di esposizione combinata con il particolato, dovuto probabilmente alla
capacità di quest’ultimo di veicolare il biossido di zolfo nelle zone respiratorie del polmone profondo.
Inoltre il biossido di zolfo presente in atmosfera è il principale responsabile delle cosiddette “piogge
acide”, in quanto, attraverso reazioni con l’ossigeno e le molecole d’acqua, tende a trasformarsi in
anidride solforica e, in presenza di umidità, in acido solforico.
Per il biossido di zolfo (SO2) il riferimento normativo è la direttiva 2008/50/CE che conferma il
Decreto Ministeriale del 2 aprile 2002, n.60. I valori limite, ovvero le concentrazioni massime in
atmosfera per evitare, prevenire o ridurre gli effetti dannosi sulla salute umana e sull'ambiente, validi
in tutti i paesi dell’U.E. e quindi anche in Italia, sono riepilogati in Tabella 6:
Tabella 6
Concentrazioni massime di biossido di zolfo in Europa.
VALORE LIMITE
PERIODO DI
VALORE LIMITE
MEDIAZIONE
IN VIGORE
DAL
Per la protezione della
salute umana
1 ora
350 µg/m3 da non superare più
di 24 volte all'anno
01/01/2005
Per la protezione della
salute umana
24 ore
125 µg/m3 da non superare più
di 3 volte all'anno
01/01/2005
Per la protezione degli
ecosistemi
Anno civile
Inverno
(1 ottobre – 31 marzo)
20 µg/m3
19/07/2001
63
Per il biossido di zolfo è stata stabilita anche una soglia di allarme, ovvero la concentrazione
atmosferica oltre la quale vi è un rischio per la salute umana in caso di esposizione di breve durata e
raggiunto il quale si deve immediatamente intervenire. Tale valore è pari a 500 µg/m3, misurati su tre
ore consecutive in un sito rappresentativo della qualità dell'aria su un’area di almeno 100 km2.
2.1.5 Le polveri sottili
Con il termine polveri atmosferiche, o materiale particellare, si intende un insieme eterogeneo di
particelle solide e liquide che, a causa delle ridotte dimensioni, tendono a rimanere sospese in aria. Le
singole particelle sono anche molto diverse tra loro per dimensione, forma, composizione chimica e
processo di formazione. L'insieme delle particelle sospese in atmosfera è definito come particolato
sospeso P.T.S. (Polveri Totali Sospese) o P.M. (dall’inglese “Particulate Matter”, materiale
particellare). Generalmente tali particelle sono costituite da una miscela di elementi quali: carbonio
(organico ed inorganico), fibre, silice, metalli (ferro, rame, piombo, nichel, cadmio, ecc.), nitrati,
solfati, composti organici (idrocarburi, acidi organici, I.P.A., ecc.), materiale inerte (frammenti di
suolo, spore, pollini, ecc.), particelle liquide. Tale composizione dipende essenzialmente dal processo
di formazione delle stesse particelle e dalle sostanze con cui sono giunte a contatto nella loro
permanenza in atmosfera (ad esempio possono fungere da veicolanti di metalli pesanti). Il diametro è
compreso tra 0,005 µm e 150 µm (lo spessore di un capello umano è di circa 100 µm); all’interno di
questo intervallo le polveri atmosferiche sono suddivise in:
•
particelle grossolane: con diametro superiore ai 10 µm;
•
particelle fini (PM10): con diametro compreso tra 2,5 µm e 10 µm;
•
particelle finissime (PM2,5): con diametro inferiore ai 2,5 µm.
Nonostante tra PM10 e PM2,5 vi sia una certa sovrapposizione dimensionale, le due classi sono
generalmente ben distinte sia in termini di sorgenti di emissione e di processi di formazione, sia per
quanto riguarda la composizione chimica ed il comportamento nell’atmosfera.
Le fonti urbane di emissione di polveri nelle aree urbane sono principalmente due:
•
traffico veicolare;
64
•
impianti di riscaldamento civili.
Tutti i mezzi di trasporto emettono polveri fini. In particolare i motori Diesel e i ciclomotori emettono
un quantitativo di polveri, per km percorso, maggiore rispetto ai veicoli a benzina, riconosciuti
comunque responsabili della produzione di una certa quantità di questo inquinante.
Le polveri fini (PM10) presentano una componente di origine secondaria che nelle aree urbane può
arrivare fino al 30-40% in peso. Le particelle cosiddette “secondarie” si formano a partire da
inquinanti precursori, in particolare ossidi di azoto (NOx), composti organici volatili (C.O.V.),
biossido di zolfo (SO2), ed ammoniaca (NH3). La componente secondaria nelle aree urbane è spesso
preponderante nelle polveri finissime (PM2,5).
Il tempo di permanenza in atmosfera delle polveri dipende principalmente dalla loro dimensione. In
particolare le particelle più grossolane si depositano al suolo nell’arco di poche ore e la distanza
percorsa è di solito breve. Tuttavia, in situazioni particolari, esse possono raggiungere gli strati più alti
dell'atmosfera e percorrere anche notevoli distanze (si pensi ad esempio alla sabbia desertica che
raggiunge le nostre città). Al contrario, le particelle più fini di diametro fino ad 1 µm, tendono a
rimanere sospese in aria e conseguentemente possono permanere in atmosfera per molti giorni con
trasporti anche di centinaia e migliaia di chilometri. Sempre per effetto della loro elevata volatilità, la
distribuzione dell’inquinante sul territorio risulta spesso pressoché omogenea anche in territori
orograficamente complessi come quello della Provincia di Trento.
Fig.30 Correlazione fra le distribuzioni di PM10 delle stazioni di Trento via Veneto e Rovereto via
Benacense (fonte: agenzia provinciale per la protezione dell’ambiente;
www.appa.provincia.tn.it/aria/documentazione_divulgativa_aria/-Inquinanti_principali/pagina27)
65
In Fig.30 si evidenzia la buona correlazione, statisticamente significativa (R2=0,85), fra le stazioni,
distanti 30 Km, di Trento via Veneto e Rovereto via Benacense; questo grafico è ripetibile anche
utilizzando i dati degli altri siti di misura delle PM10.
L’interesse suscitato dalle polveri atmosferiche trae origine storicamente dallo studio di fenomeni
acuti di smog, nel corso dei quali le polveri, in combinazione con il biossido di zolfo, hanno
determinato il verificarsi di pesanti effetti sanitari.
In generale, quanto più piccola è la dimensione delle particelle, tanto maggiore è la loro capacità di
penetrare
nei
polmoni
e
dunque
di
produrre
effetti
dannosi
sulla
salute
umana.
Per questo motivo le polveri fini (PM10) ed ancor più le polveri finissime (PM2,5) presentano un
interesse sanitario sicuramente superiore rispetto alle polveri totali considerate nel loro insieme (PTS):
•
particelle grossolane: si fermano nelle prime vie respiratorie;
•
particelle fini (PM10): dette anche polveri inalabili, penetrano nel tratto superiore delle vie aeree o
tratto extratoracico (cavità nasali, faringe e laringe);
•
particelle finissime (PM2,5): dette anche polveri respirabili, possono giungere fino alle parti
inferiori dell'apparato respiratorio o tratto tracheobronchiale (trachea, bronchi, bronchioli e alveoli
polmonari).
Le particelle inalate si possono depositare in qualche tratto dell'apparato respiratorio, oppure essere
espulse successivamente. Se le particelle depositate sono liquide o solubili possono essere assorbite
dai tessuti in qualsiasi punto dove si depositano e provocare dei danni intorno a tale punto; le particelle
insolubili possono essere trasportate, in base alle loro dimensioni, verso altre parti del tratto
respiratorio o del corpo, dove possono essere assorbite o provocare danni biologici.
Per il Materiale Particolato (PM10) il riferimento normativo è la direttiva 2008/50/CE che conferma il
Decreto Ministeriale del 2 aprile 2002, n. 60. I valori limite validi in tutti i paesi dell’U.E. sono
riepilogati in Tabella 7. Il riferimento normativo per la PM2,5 è la direttiva 2008/50/CE che aggiorna il
Decreto Ministeriale del 2 aprile 2002, n. 60 e stabilisce nuovi limiti per il 2015 ed il 2020 (Tabella 8)
66
Tabella 7
Concentrazioni massime di PM10 in Europa.
VALORE LIMITE
PERIODO DI
VALORE LIMITE
MEDIAZIONE
IN VIGORE
DAL
Per la protezione della
salute umana
24 ore
50 µg/m3 da non superare più
di 35 volte all'anno
01/01/2005
Per la protezione della
salute umana
Anno civile
40 µg/m3
01/01/2005
Concentrazioni massime di PM2,5 in Europa.
Tabella 8
VALORE LIMITE
PERIODO DI
VALORE LIMITE
MEDIAZIONE
IN VIGORE
DAL
Per la protezione della
salute umana
Anno civile
25 µg/m3 (valore obiettivo)
01/01/2010
Per la protezione della
salute umana
Anno civile
25 µg/m3
01/01/2015
Per la protezione della
salute umana
Anno civile
Riduzione del 20% sui valori
rilevati nel 2010
01/01/2020
2.1.6 L’anidride carbonica
A temperatura ambiente (20-25 °C), l'anidride carbonica è un gas inodore, incolore, debolmente
siliceo ed ininfiammabile. L'anidride carbonica è uno dei gas più abbondanti nell'atmosfera. Essa gioca
un ruolo importante nei processi vitali di animali e piante, come fotosintesi e respirazione. Le piante
verdi convertono l'anidride carbonica (CO2) e l'acqua (H2O) in composti alimentari, quali glucosio
(C6H12O6) ed ossigeno. Questo processo è denominato fotosintesi. La reazione di fontosintesi e' la
seguente:
6 CO2 + 6 H2O --> C6H12O6 + 6 O2
(1)
Piante ed animali, alternativamente, convertono i residui alimentari combinandoli con l'ossigeno per
produrre energia per lo sviluppo ed altre attività vitali. Questo è il processo di respirazione, l'inverso di
fotosintesi. La reazione di respirazione e' la seguente:
C6H12O6 + 6 O2 --> 6 CO2 + 6 H2O
(2)
La fotosintesi e la respirazione svolgono un ruolo importante nel ciclo di carbonio e sono in equilibrio
tra loro.
67
La troposfera è la parte più inferiore dell'atmosfera, spessa circa 10-15 km. All’interno della troposfera
ci sono gas denominati gas serra. I gas serra assorbono parte del calore e lo intrappolano vicino alla
superficie terrestre, in modo da riscaldare la terra. La vita come la conosciamo esiste soltanto come
conseguenza di questo naturale effetto serra, dal momento che tale processo regola la temperatura
della terra. Da quando la rivoluzione industriale iniziò nel 1850, le attività umane stanno causando le
emissioni di gas serra nell'atmosfera, come l’anidride carbonica. Gran parte della responsabilità per il
progressivo riscaldamento del nostro pianeta va addebitata al modello energetico dominante: l’80%
delle emissioni di anidride carbonica, il principale "gas serra", proviene dalla combustione del
carbone, del petrolio e del metano, dunque dall'attività delle centrali termoelettriche, dai fumi delle
industrie, dagli scarichi delle automobili.
Se le emissioni dei "gas di serra" in atmosfera proseguiranno ai ritmi attuali, dovremo attenderci nei
prossimi decenni un riscaldamento globale del pianeta compreso tra 1 e 3,5 °C. Le conseguenze di
questo aumento della temperatura sarebbero catastrofiche a vari livelli. Comunque esiste una parte
consistente della comunità scientifica secondo cui non ci sono evidenze scientifiche che il rilascio di
anidride carbonica o altri gas serra, prodotti dalle attività umane, stia causando, o lo farà nel prossimo
futuro, un catastrofico riscaldamento dell'atmosfera terrestre e un eventuale cambiamento climatico. In
base al Protocollo di Kyoto, firmato nel 1997, ogni Paese o gruppo di Paesi ha sottoscritto un proprio
obiettivo di riduzione delle emissioni di anidride carbonica. Tra i Paesi industrializzati, responsabili di
gran parte delle emissioni che minacciano il clima e cui tocca perciò lo sforzo maggiore per una loro
riduzione, solo l'Unione Europea ha in parte tenuto fede ai suoi impegni; quanto all'Italia sono stati
compiuti alcuni positivi passi in avanti, poiché siamo stati uno dei primi Paesi ad adottare una ‘energycarbon tax’, imposta che grava sugli usi energetici a maggiore impatto sul clima. L'obiettivo di ridurre
del 6,5% le emissioni di CO2 entro il 2010 resta però lontano. Nel 1993 al termine della Conferenza
dell'Aja l'Europa non riuscì a far sottoscrivere agli Stati Uniti e al Giappone l'accettazione di misure
incisive per curare la febbre del pianeta. I fenomeni naturali accaduti negli ultimi anni hanno portato
nel 2007 alcuni paesi ad introdurre delle nuove norme, tra cui gli Stati Uniti, nei quali più di cento
città hanno aderito negli ultimi anni in modo autonomo al Protocollo di Kyoto. Nel summit svolto agli
inizi del maggio 2007 a Bangkok gli esperti del Ipcc, l'Intergovernmental Panel on Climate Change,
68
hanno definito le linee programmatiche che permetterebbero di rallentare l'ascesa dei gas serra, delle
temperature e dei cambiamenti climatici.
La comunità europea ha spinto per imporre il limite massimo di 120 g/km di CO2 entro il 2012. Da
considerazioni di vario genere comunque si è giunti alla conclusione che l’abbattimento di tali
emissioni attraverso la tecnologia legata allo sviluppo delle vetture è molto più oneroso in confronto
ad altri provvedimenti quali, un aumento nell’uso di bio-combustibili, migliori infrastrutture, gestione
del traffico e imposizioni di stili più adeguati di guida (approccio integrato). Un accordo di
compromesso per ridurre le emissioni di CO2 dei veicoli nuovi è stato adottato nel dicembre 2008. Si
tratta di un accordo che mira a non danneggiare troppo il mercato automobilistico sulla base di una
proposta della Francia di limitare gradualmente le emissioni di CO2 a 120 g/km per il 65% delle auto
nuove nel 2012, il 75% nel 2013, l’80% nel 2014 ed il 100% nel 2015. Questi misure sono stati
riportati nel regolamento EC/443/2009. Il limite di 130 g/km deve essere raggiunto con i
miglioramenti nella tecnologia automobilistica. Un’ulteriore riduzione 10 g/km verso l'obiettivo di 120
g/km dovrebbero essere ottenuti attraverso approcci alternativi secondo i criteri dell’approccio
integrato. L'accordo prevede anche ammende per le case automobilistiche che violano i limiti. Tra il
2012 e il 2018, le ammende saranno le seguenti: 5 € per il primo grammo di CO2, 15 € per il secondo
grammo, 25 € per il terzo e 95 € dal quarto grammo di CO2 in poi. Dal 2019, i costruttori dovranno
pagare 95 € per ogni grammo in eccesso rispetto alla destinazione. A lungo termine, il compromesso
prevede una media di emissioni obiettivo di 95 g/km di CO2 entro il 2020. Il 28 ottobre 2009 la
Commissione europea ha adottato una nuova proposta legislativa per ridurre le emissioni di CO2 dei
veicoli commerciali leggeri. Per tutti i nuovi veicoli commerciali leggeri (furgoni) si prevede di
applicare il limite di 175 g/km di CO2 a decorrere dal 2014. Questo requisito dovrebbe essere
rispettato dal 75% dei veicoli commerciali nel 2014, dal 80% nel 2015, e dal 100% dal 2016 in poi. I
limiti di emissione sono stabiliti in base alla massa del veicolo, utilizzando una curva del valore limite.
La curva è impostata in modo tale che sia raggiunto un valore di 175 g/km CO2 mediato sul parco di
veicoli commerciali. Per i furgoni pesanti sono ammessi emissioni superiori a furgoni leggeri. Solo la
media del parco di veicoli sarà regolata, così che potranno essere prodotti veicoli con emissioni al di
sopra della curva dei valori limite a condizione che tali siano bilanciati da altri veicoli che sono sotto
69
la curva. I veicoli interessati dalla normativa sono i furgoni, che rappresentano circa il 12% del
mercato dei veicoli leggeri. Questo include i veicoli adibiti al trasporto merci fino a 3,5 t (furgoni e
furgoni derivati da autovetture, noto come N1) e che pesano meno di 2610kg a vuoto. Per l'anno 2020
è specificato un obiettivo di 135 g/km. Se la media delle emissioni di CO2 del parco di veicoli di un
costruttore è superiore al suo valore limite, in ogni anno dal 2014, il fabbricante è tenuto a pagare una
quota in eccesso per ogni veicolo commerciale registrato. Questa quota ammonta a 5 € per il primo
g/km oltre la soglia, 15 € per il secondo, 25 € per il terzo, e 120 € per ogni g/km successivo. Dal 2019,
già il primo g/km oltre il valore di soglia costerà 120 €. Questo valore è superiore a quello per le auto
€ 95 a causa delle differenze nei costi di conformità. Per i veicoli con emissioni estremamente basse
(inferiori a 50 g/km) sarà dato un incentivo. Le case costruttrici di automobili non sono d’accordo sui
provvedimenti presi dal Consiglio Europeo e prospettano delle reazioni negative da parte del Mercato
a causa dell’impatto che avranno sui costi dei veicoli. Comunque se entro il 2030, ma con una soglia
critica che può manifestarsi già nel 2015, non si stabilizzano i gas serra ma si continua come negli
ultimi trent'anni, le concentrazioni dei gas supereranno il limite di sicurezza dell'atmosfera del pianeta
che corrisponde a 450-650 parti per milione (ppm). Ne potrebbe conseguire un innalzamento di oltre
due gradi delle temperature medie nel mondo con conseguenze catastrofiche irreversibili.
2.2 Normative antinquinamento relative ad i veicoli
con motore Diesel
Il raggiungimento degli obiettivi sulla qualità dell’aria richiede una continua riduzione delle emissioni
a partire dal settore dell’energia, dell’agricoltura e dell’industria per finire a quello dei trasporti. In
questo contesto le attività mirate all’abbattimento delle emissioni dei veicoli devono essere sviluppate
come parte integrante di una strategia complessiva.
In seguito all’emanazione in Germania ed in Francia di due decreti rispettivamente del 1968 e del
1969 recanti disposizioni relative alle misure da adottare contro l'inquinamento atmosferico provocato
dai motori ad accensione comandata dei veicoli a motore ed in base all'Accordo del 20 marzo 1958
relativo all'adozione di condizioni uniformi di omologazione e al reciproco riconoscimento
70
dell'omologazione degli equipaggiamenti e degli elementi dei veicoli a motore, il 2 marzo 1970 è stata
adottata la prima direttiva del Consiglio delle Comunità Europee concernente il ravvicinamento delle
legislazioni degli Stati membri relative alle misure da adottare contro l'inquinamento atmosferico con i
gas prodotti dai motori ad accensione comandata dei veicoli a motore (70/220/CEE). Per procedere
nella stesura di una regolamentazione razionale è stata adottata sin da subito una classificazione dei
veicoli in base al loro utilizzo ed alla loro massa, parametri fondamentali per stabilire l’impatto
economico, sociale e soprattutto ambientale delle direttive introdotte. La classificazione di riferimento
(ONU-ECE) prevede tre categorie di veicoli M, N, L come appresso suddivise:
a) Categoria M: veicoli a motore destinati al trasporto di persone ed aventi almeno quattro ruote
•
M1: veicoli destinati al trasporto di persone, aventi al massimo otto posti a sedere oltre al sedile
del conducente (autovetture passeggeri);
•
M2: veicoli destinati al trasporto di persone, aventi più di otto posti a sedere oltre al sedile del
conducente e massa massima non superiore a 5 t (minibus);
•
M3: veicoli destinati al trasporto di persone, aventi più di otto posti a sedere oltre al sedile del
conducente e massa massima superiore a 5 t (autobus);
b) Categoria N: veicoli a motore destinati al trasporto di merci, aventi almeno quattro ruote;
•
N1: veicoli destinati al trasporto di merci, aventi massa massima non superiore a 3,5 t (veicoli
commerciali leggeri);
•
N2: veicoli destinati al trasporto di merci, aventi massa massima superiore a 3,5 t ma non
superiore a 12 t (veicoli merci pesanti);
•
N3: veicoli destinati al trasporto di merci, aventi massa massima superiore a 12 t (veicoli merci
pesantissimi);
c) Categoria L: motoveicoli
•
L1: veicoli a due ruote la cilindrata del cui motore (se si tratta di motore termico) non supera i 50
cc e la cui velocità massima di costruzione (qualunque sia il sistema di propulsione) non supera i
50 km/h;
71
•
L2: veicoli a tre ruote la cilindrata del cui motore (se si tratta di motore termico) non supera i 50
cc e la cui velocità massima di costruzione (qualunque sia il sistema di propulsione) non supera i
50 km/h;
•
L3: veicoli a due ruote la cilindrata del cui motore (se si tratta di motore termico) supera i 50 cc o
la cui velocità massima di costruzione (qualunque sia il sistema di propulsione) supera i 50 km/h;
•
L4: veicoli a tre ruote asimmetriche rispetto all'asse longitudinale mediano, la cilindrata del cui
motore (se si tratta di motore termico) supera i 50 cc o la cui velocità massima di costruzione
(qualunque sia il sistema di propulsione) supera i 50 km/h (motocicli con carrozzetta laterale);
•
L5: veicoli a tre ruote simmetriche rispetto all'asse longitudinale mediano, la cilindrata del cui
motore (se si tratta di motore termico) supera i 50 cc o la cui velocità massima di costruzione
(qualunque sia il sistema di propulsione) supera i 50 km/h;
Per veicoli leggeri si intendono quei veicoli il cui peso complessivo è superiore a 400 kg ed inferiore
alle 3,5 tonnellate e rappresentano la fonte più consistente di inquinamento per trasporto terrestre. La
procedura di prova per tali veicoli fu stabilita con il regolamento ECE R-15-04 che prevedeva
l’esecuzione al banco a rulli di un ciclo di funzionamento ritenuto rappresentativo di un percorso
urbano (ciclo UDC: Urban Driving Cycle) e sulla base di questo ciclo è stata varata la direttiva
70/220/CEE.
Il ciclo completo è formato dalla successione di quattro cicli elementari per un tempo complessivo di
780 secondi e 4,052 km percorsi. Il ciclo doveva essere effettuato con partenza “da freddo”, nel senso
che prima di effettuare la prova il veicolo doveva essere termostatato ad una temperatura compresa tra
i 20 ed i 30 °C, avviato e lasciato al minimo per un tempo non superiore ai 40 secondi prima di iniziare
le misure. Il ciclo elementare (Fig.31) fissava la velocità di avanzamento del veicoli in km/h in
funzione del tempo ed i rapporti al cambio da impiegare lungo il percorso. Durante il ciclo elementare,
della durata di 195 secondi, la velocità massima prevista era di 50 km/h, mentre la velocità media era
pari 18,7 km/h. Il Regolamento ECE-15 prevedeva, inoltre, tre tipi di prove:
•
la prova di Tipo I da effettuarsi su banco a rulli dinamico di cui si è appena detto;
72
•
la prova di Tipo II per la determinazione del tenore di CO nei gas di scarico, tenendo il motore al
minimo, immediatamente dopo aver effettuato la prova di Tipo I;
•
la prova di Tipo III per la misura della portata dei gas provenienti dal basamento del motore,
causata essenzialmente dai trafilamenti di gas di scarico e di miscela fresca attraverso le fasce
elastiche.
A questa prima normativa ne seguirono altre, sotto forma di emendamenti al regolamento ECE-15, che
stabilirono limiti alle emissioni più stringenti.
Fig.31 Ciclo elementare ECE-UDC
Nel 1972 viene emanata la direttiva 72/306/CEE del Consiglio per il ravvicinamento delle legislazioni
degli Stati membri relative alle misure da adottare contro l'inquinamento prodotto dai motori Diesel
destinati alla propulsione dei veicoli che fa riferimento alle prescrizioni uniformi relative
all'omologazione dei veicoli dotati di motori Diesel, per quanto concerne le emissioni di inquinanti del
regolamento n.24 allegato all'accordo del 20 marzo 1958. È interessante notare come la 72/306/CEE
facesse riferimento ad un coefficiente di assorbimento luminoso limite misurato da un opacimetro e
quindi in definitiva a quella che oggi è la metodologia di rilevamento della fumosità dei gas di scarico.
Nel 1977 la direttiva 77/102/CEE fissa dei limiti anche per le emissioni di ossidi di azoto dei motori ad
accensione comandata. Con la direttiva 83/351/CEE furono stabiliti dei limiti sulle emissioni per
motori Diesel e ridotti per i benzina in riferimento alla CO e alle emissioni della massa combinata di
idrocarburi incombusti ed ossidi di azoto in sostituzioni ai limiti separati per questi due inquinanti
previsti dalle direttive precedenti riguardanti i motori ad accensione comandata. Inoltre fu introdotto il
campionamento a volume costante (CVS). Fino all’emendamento 04 e per la prova di Tipo I, la misura
73
degli inquinanti veniva effettuata campionando i gas emessi allo scarico che, dopo opportuna
separazione mediante condensazione dell’acqua in essi contenuta sotto forma di vapore in quantità non
trascurabili, venivano inviati a dei sacchi di materiale plastico inerte. Il campionamento aveva una
durata pari a quello dell’intero ciclo di prova. Successivamente i gas di scarico così raccolti venivano
inviati agli strumenti di misura che restituivano il valore delle concentrazioni dei singoli inquinanti nel
volume raccolto. La misura procedeva fino allo svuotamento totale del sacco. La conoscenza delle
concentrazioni e quella del volume totale permettevano la determinazione delle masse dei singoli
inquinanti. Tale procedura, però, presentava alcuni inconvenienti in quanto i singoli componenti la
miscela raccolta tendevano a separarsi per stratificazione rendendo la miscela disomogenea. Inoltre la
misura del volume campionato non risultava sufficientemente precisa.
A partire dalla data di entrata in vigore dell’emendamento 04 le emissioni sono state determinate
mediante la tecnica denominata CVS (Costant Volume Sampling) già adottata negli USA. Secondo
tale tecnica i gas di scarico vengono fortemente diluiti mediante aria ambiente opportunamente filtrata
e la portata complessiva, aria di diluizione e gas di scarico, viene mantenuta costante. Dalla miscela
così ottenuta ne viene prelevata, durante tutta la durata del ciclo, una piccola quantità che viene inviata
a dei sacchi, sempre si materiale inerte, dai quali vengono poi effettuati i prelievi per le analisi. La
tecnica della diluizione, oltre a riprodurre in un certo modo condizioni più realistiche in quanto gli
inquinanti emessi vengono misurati in condizioni più vicine a quanto avviene nella realtà, evita la
necessità della condensazione del vapor d’acqua e in una certa misura congela gli equilibri chimici
grazie al forte abbassamento della temperatura ed alla forte riduzione delle concentrazioni. Nel 1988
con la direttiva 88/76/CEE, recepita in Italia con il D.M. del Ministero dell’Ambiente del 05/06/1989,
venne introdotto il regolamento ECE 83 che, pur mantenendo inalterato il ciclo di prova rivide i criteri
di classificazione delle autovetture che vennero distinte non più in base al peso ma in base alla
cilindrata. La direttiva 88/436/CEE introduce valori limite per le emissioni di particelle inquinanti dei
motori Diesel. L'Unione Europea ha emanato dal 1991 ad oggi una serie di direttive sulle emissioni di
inquinanti da parte dei veicoli. In base a queste direttive sono state individuate differenti categorie di
appartenenza per gli autoveicoli (Euro 1, 2, 3, 4, 5, 6) e altre per moto e ciclomotori. Abbiamo quindi
le seguenti classi di vetture:
74
•
pre-Euro 1 o Euro 0: indica i veicoli "non catalizzati" a benzina e i veicoli "non ecoDiesel":
questi veicoli sono stati i primi ad essere colpiti da eventuali provvedimenti di limitazione;
•
Euro 1: indica le autovetture conformi alla direttiva 91/441 o i "veicoli commerciali leggeri"
conformi alla direttiva 93/59. Ha introdotto l’obbligo per la casa costruttrice di montare la
marmitta catalitica e di usare l’alimentazione a iniezione. E' entrata in vigore nel 1993.
•
Euro 2: indica le autovetture conformi alla direttiva 94/12 o i "veicoli commerciali leggeri"
conformi alla direttiva 96/69. Normativa che ha richiesto modifiche anche sui Diesel, è in vigore
dal 1996.
•
Euro 3: indica i veicoli conformi alla direttiva 98/69. In vigore dal 2000, relativa all'ulteriore
diminuzione delle emissioni, è obbligatoria per gli autoveicoli fabbricati dopo il 1 gennaio 2001.
Alcune auto potrebbero essere state immatricolate nel 2001 ma fabbricate nel 2000 e quindi prive
di Euro 3; alcune case costruttrici hanno anticipato l'obbligo per cui ci sono dei veicoli
immatricolati prima del 2001 che rispettano l'Euro 3.
•
Euro 4: indica i veicoli conformi con la direttiva 98/69B. È entrata in vigore dal 1 gennaio 2006.
A partire da settembre 2009 si possono omologare solo auto Euro 5 e nel settembre 2014 è prevista
l’introduzione dell’Euro 6.
2.2.1 Euro 1
Con l’introduzione dell’Euro 1 le regolamentazioni in tema di emissioni inquinanti sono diventate
molto più severe e rigorosamente strutturate.
Sono Euro 1 i veicoli immatricolati dopo il 1º gennaio 1993 che rispettano le seguenti norme:
•
91/441 CE
•
91/542 CE punto 6.2.1.A
•
93/59 CEE
Mentre prima dell’Euro 1 era solo concesso agli Stati membri di vietare l’immatricolazione delle
vetture non conformi alle direttive di riferimento in atto, con l’Euro 1 le case costruttrici sono costrette
a rispettare i limiti imposti dalle direttive e gli stati membri obbligati a vietare l’immatricolazione di
75
vetture le cui emissioni non siano conformi ai requisiti degli allegati della direttiva 70/220/CEE, nella
versione modificata dalla direttiva in atto.
Con l’Euro 1 sono stati eliminate le differenze fra i limiti sulle emissioni in base alla cilindrata prima
esistenti ed è stata introdotta una procedura di prove europea migliorata (91/441/CEE) che divenne
ciclo UDC + EUDC: il nuovo ed attuale ciclo di prova, riportato in Fig.32, consiste nella esecuzione,
alla fine del quarto modulo del ciclo urbano, di un ciclo extraurbano (EUDC = Extra Urban Driving
Cycle) in cui la velocità massima è di 120 km/h e la velocità media è pari a 62,6 km/h. L’intero ciclo
di omologazione, pertanto, ha una durata complessiva di 1.180 secondi nei quali il veicolo percorre
10,807 km con una velocità media di 33 km/h. Questa modifica al ciclo di omologazione dei veicoli
venne introdotta in quanto il precedente ciclo UDC, in cui la velocità massima era di 50 km/h, non
permetteva una valutazione realistica delle emissioni di NOx.
Fig.32 Ciclo UDC + EUDC
Inoltre vennero introdotte:
•
la prova di tipo IV (veicoli a benzina).
•
la prova di tipo V relativa alla durata dei dispositivi anti-inquinamento sia per i veicoli a benzina
che per i veicoli Diesel.
La prova V prevedeva o la misura delle emissioni dopo un invecchiamento del dispositivo di 80.000
km o, in alternativa, l’applicazione di opportuni fattori di deterioramento (Tabella 9) da applicare ai
valori misurati nella prova di tipo I.
76
Tabella 9
Fattori di deterioramento.
Tipo di veicolo
HC + NOx
CO
PM
Benzina
1,2
1,2
-
Diesel
1,0
1,1
1,2
In Tabella 10 sono riportate le varie opzioni per l’omologazione dei veicoli previste dalla 91/441/CEE.
Tabella 10
Differenti opzioni per l’omologazione previsti dalla 91/441/CEE.
La differenza nei limiti regolamentati per le emissioni è stata applicata in funzione del peso del veicolo
relegando le norme più severe ai mezzi con massa inferiore ai 2500 kg (93/59 CEE). A motivo della
grande importanza delle emissioni inquinanti provenienti dai veicoli a motore e del loro contributo ai
gas responsabili dell'effetto serra, si è ritenuto necessario stabilizzare, e successivamente ridurre,
soprattutto le loro emissioni di CO2 in conformità della decisione del consiglio di amministrazione del
PNUA (Programma delle Nazioni Unite per l'ambiente), del 24 maggio 1989. Inoltre per sostenere il
mercato dell’automobile nella direttiva 91/441/CEE è stata riportata la possibilità per gli Stati membri
di prevedere incentivi fiscali per i veicoli rispettanti muniti di dispositivi capaci soddisfare, in anticipo,
le norme europee entrate in vigore nel 1993.
I limiti imposti dall’Euro 1 per le autovetture sono riportati in Tabella 11.
Tabella 11
Limiti imposti dall’Euro 1.
CO [g/km]
HC+NOx [g/km]
2,72
0,97
Particolato [g/km]
0,14
77
2.2.2 Euro 2
La normativa Euro 2 è entrata in vigore il 1° gennaio 1997.
I veicoli che appartengono alla categoria degli Euro 2 devono rispettare le seguenti direttive:
•
91/542 punto 6.2.1.B
•
94/12 CE
•
96/1 CE
•
96/44 CE
•
96/69 CE
•
98/77 CE
L’Euro 2 è stata già concepita nel 1991 (91/542/CEE B) come una seconda fase successiva alla Euro
1, che mirava all'introduzione di una scadenza più lunga per l'industria motoristica europea fissando
dei valori limite basati sul previsto progresso delle tecnologie in fase di sviluppo e tale da concedere
all'industria un tempo sufficiente al perfezionamento di tali tecnologie; infatti questa seconda fase
presupponeva la realizzazione di determinate condizioni di base per quanto concerne la disponibilità di
carburante Diesel a basso tenore di zolfo ed un corrispondente carburante di riferimento per le prove di
emissioni, il progresso realizzato dalle tecnologie di controllo delle emissioni nonché la disponibilità
di un metodo perfezionato per il controllo di conformità della produzione (91/542/CEE B). Il
problema legato all’effetto serra si fa sentire sempre più con un peso maggiore come riportato nella
94/12/CE in cui si sottolinea la necessità di ridurre le emissioni, in particolare le emissioni di CO2,
principalmente mediante un minor consumo di carburante attraverso progressi nelle tecnologie dei
motori e dei veicoli, nonché in materia di qualità dei carburanti.
In Tabella 12 sono riportati i limiti imposti dagli standard Euro 2:
Tabella 12
CO [g/km]
1
Limiti imposti dall’Euro 2.
HC+NOx [g/km]
Particolato [g/km]
0,7
0,08
78
2.2.3 Euro 3
La normativa Euro 3 è entrata in vigore il 2000.
Gli standard Euro 3 fanno riferimento alle seguenti direttive:
•
98/69 CE
•
98/77 CE rif 98/69 CE
•
99/96 CE
•
99/102 CE rif. 98/69 CE
•
2001/1 CE rif. 98/69 CE
•
2001/27 CE
•
2001/100 CE fase A
•
2002/80 CE fase A
•
2003/76 CE fase A
Con l’introduzione della nuova regolamentazione i limiti sulle emissioni vengono ridotti
consistentemente (35% in media per i motori Diesel) e le prove per la conformità dei veicoli rese più
rigorose; in particolare viene adottato un nuovo ciclo di prova intesa a rappresentare meglio le
emissioni dopo una partenza a freddo con la soppressione del periodo di 40s in cui il motore viene
mantenuto al minimo prima dell’inizio del primo ciclo.
Nella direttiva 98/69 CE si inizia a tener conto del progresso verso la disponibilità industriale di
sistemi chiave di post-trattamento quali i catalizzatori DeNOx.
Di notevole importanza è l’introduzione obbligatoria di un sistema di diagnostica di bordo (OBD) per
il controllo delle emissioni in grado di identificare la probabile zona di malfunzionamento mediante
codici di guasto inseriti nella memoria di un computer. Nella direttiva 98/69 CE in allegato vengono
riportate alcune prescrizioni e le prove riguardanti il sistema OBD. Il montaggio obbligatorio dei
sistemi OBD per i veicoli con motore Diesel è stato posticipato a decorrere dal 2003 poiché in una fase
meno avanzata rispetto ai corrispettivi montati sui motori ad accensione comandata.
Dalle iniziali tre prove previste dalla 70/220/CEE, con la 98/69/CEE le prove di omologazione sono
diventate sette:
79
Prova di tipo I Controllo delle emissioni dallo scarico dopo una partenza a freddo;
Prova di tipo II Emissioni di ossidi di carbonio con motore al minimo;
Prova di tipo III
Emissioni di gas dal basamento;
Prova di tipo IV
Determinazione delle emissioni per evaporazione dai veicoli con accensione
comandata;
Prova di tipo V
Prova
di
invecchiamento
per
verificare
la
durata
dei
dispositivi
antinquinamento;
Prova di tipo VI
Prova delle emissioni medie di ossido di carbonio e idrocarburi a bassa
temperatura dopo la partenza a freddo.
Prove OBD
Prova per verificare il funzionamento del sistema OBD mediante simulazione
di guasto del sistema di gestione del motore o di controllo delle emissioni.
Procedure per determinare la durata degli OBD.
Le opzioni per l’omologazione dei veicoli sono riportati in Tabella 13.
Tabella 13
prove di omologazione per categoria del veicolo.
Le vetture Diesel omologate Euro 3 sono obbligate a rispettare i limiti riportati in Tabella 14
Tabella 14
CO [g/km]
Limiti imposti dall’Euro 3.
0,64
NOx [g/km]
HC+NOx [g/km]
Particolato [g/km]
0,5
0,56
0,05
2.2.4 Euro 4
Il 1° gennaio 2006 entra in vigore l’Euro 4; il riferimento normativo è listato di seguito:
80
•
98/69/CE B
•
98/77/CE rif. 98/69/CE B
•
1999/96 CE B
•
1999/102 CE B rif. 98/69/CE B
•
2001/1 CE B rif. 98/69 CE B
•
2001/27 CE B
•
2001/100 CE B
•
2002/80 CE B
•
2003/76 CE B
•
2005/55/CE B1
•
2006/51/CE rif. 2005/55/CE B1
L’Euro 4 nasce insieme all’Euro 3 come seconda fase considerando che per lo sviluppo armonioso del
mercato interno e per la protezione degli interessi dei consumatori sono necessarie prospettive
vincolanti a lunga scadenza al fine di incoraggiare l’introduzione anticipata di veicoli muniti dei
dispositivi antinquinamento più avanzati.
I limiti imposti dall’Euro 4 sono riportati in Tabella 15
Tabella 15
CO [g/km]
Limiti imposti dall’Euro 4.
0,5
NOx [g/km]
HC+NOx [g/km]
Particolato [g/km]
0,25
0,3
0,025
2.2.5 Euro 5 ed Euro 6
Sin da luglio 2008 è possibile omologare ed immatricolare automobili sia Euro 4 che Euro 5.
A partire da settembre 2009 si potranno omologare solo automobili Euro 5, ma si potranno
immatricolare sia automobili Euro 4 che Euro 5. Da gennaio 2011 si potranno omologare ed
immatricolare solo automobili Euro 5.
I riferimenti legislativi che interessano l’Euro 5 fino ad oggi sono:
•
1999/96/CE
•
2005/55/EC
81
•
2005/78/CE
•
715/2007 CE
•
692/2008 CE
Da settembre 2014 sarà obbligatorio omologare secondo gli standard Euro 6 e nel 2015 tali
regolamentazioni dovranno essere rispettate anche per l’immatricolazione delle vetture.
La normativa di riferimento per l’Euro 6 è la 715/2007 CE.
È importante sottolineare che la normativa 715/2007 CE non è una direttiva ma un regolamento; ciò la
rende di fatto immediatamente applicabile senza che ogni Stato membro debba attuarne il
recepimento.
L’Euro 5 introduce le seguenti novità:
•
garantire il funzionamento dei dispositivi di controllo dell’inquinamento da 80.000 a 160.000 km;
•
controllare le emissioni attualmente non ancora regolamentate dovute alla diffusione di carburanti
di nuova formula, di tecnologie motoristiche (idrocarburi totali THC rispetto agli idrocarburi
diversi dal metano NMHC e sul metano);
Con l’Euro 6 ci si propone:
•
di introdurre la numerazione, oltre la massa, delle particelle di particolato.
•
di fissare, come ultimo termine, metodi, prove e requisiti specifici all’omologazione e i requisiti
relativi alle emissioni di CO2 e consumo di carburante.
I limiti imposti dall’Euro5 sono riportate in Tabella 16
Tabella 16
CO [g/km]
0,5
Limiti imposti dall’Euro 5.
NOx [g/km]
HC+NOx [g/km]
Particolato [g/km]
0,18
0,23
0,005
Quelli relativi all’Euro 6 sono mostrati in Tabella 17
Tabella 17
CO [g/km]
0,5
Limiti imposti dall’Euro 6.
NOx [g/km]
HC+NOx [g/km]
Particolato [g/km]
0,08
0,17
0,005
82
3 Nuove tecnologie per il controllo delle emissioni e
sistemi di post-trattamento
3.1 La formazione degli inquinanti
I processi di formazione degli inquinanti sono dipendenti dalla distribuzione del combustibile e da
come questa varia nel tempo, per via del miscelamento.
I gas di scarico dei motori a combustione interna contengono ossidi di azoto (NO e NO2)
comunemente noti come NOx, monossido di carbonio (CO) e composti organici incombusti o
idrocarburi parzialmente bruciati (HC). I motori Diesel si differenziano dai benzina per la bassa
concentrazione di CO e HC e l’alta produzione di particolato (PM).
Oltre a queste specie, soprattutto il combustibile Diesel, contiene una quantità di zolfo che a seguito
della combustione produce biossido e triossido di zolfo (SOx) che combinandosi con l’acqua produce
un pericoloso aerosol di acido solforico.
La Fig.33 mostra le zone, all’interno dello spray, dove avviene la formazione delle specie inquinanti
per le particolari condizioni di miscela e temperatura che si instaurano.
Fig.33 Suddivisione dello spray per zone di formazione degli inquinanti
83
3.1.1
Gli ossidi di azoto (NOx)
La diversa distribuzione di dosatura all’interno dello spray, produce un ampio range di temperature e
di velocità di formazione delle specie chimiche durante la combustione. Il monossido di azoto si forma
nelle zone con un rapporto aria/combustibile stechiometrico in ragione di una elevata temperatura e
dell’alta concentrazione di ossigeno, a seguito della dissociazione dell’azoto molecolare (N2) e della
combinazione con l’ossigeno. Il monossido tenderebbe a riformarsi, ma la rapida riduzione di
temperatura (nell’ordine dei 100 °C/ms) durante la fase di espansione ‘congela‘ tale processo. Il
biossido di azoto si forma invece, per ossidazione del monossido di azoto quando questo viene
rilasciato in atmosfera.
Le variabili motoristiche che maggiormente influenzano la concentrazione degli NOx sono di seguito
elencate in ordine decrescente di importanza:
•
rapporto di miscela aria/combustibile;
•
anticipo dell’iniezione;
•
regime di rotazione;
Se fissiamo la pressione e la temperatura della carica fresca all’aspirazione, all’aumentare del carico
(diminuisce il rapporto aria/combustibile) aumentano le temperature e si estendono le zone
stechiometriche portando ad un incremento degli NOx. L’effetto dell’aumento dell’anticipo è il
seguente: una maggior quantità di combustibile viene ad accumularsi prima dell’accensione (per
effetto dell’aumento del ritardo di accensione) la quale brucia prima del PMS con alti picchi di
pressioni ed elevate temperatura, fattori catalizzanti la formazione degli NOx. Al contrario, un
aumento del regime di rotazione, porta ad una riduzione del tempo di permanenza della carica
combusta alle alte temperature in favore della riduzione degli NOx.
3.1.2 Il particolato (PM)
Il particolato imputabile ai motori Diesel (Diesel Particulate Matter) è tradizionalmente diviso in tre
frazioni principali, che possono essere ulteriormente suddivise come segue [29]:
1. frazione solida (SOL):
84
•
atomi di carbonio;
•
fuliggine;
2. frazione organica solubile (SOF):
•
Materiale organico derivante dall’olio lubrificante;
•
Materiale organico derivante dal combustibile;
3. particolato solforoso (SO4):
•
acido solforico;
•
acqua.
In accordo con questa classificazione, il particolato totale (TPM) può essere definito come:
TPM= SOL+ SOF+ SO4
(3)
La frazione più consistente delle particelle è composta dalla fase solida, materiale carbonioso. Questo
carbonio, non legato chimicamente ad altri elementi, è il cosiddetto “soot” responsabile delle
emissioni che si mostrano come fumo nero. Successivamente alla formazione degli agglomerati di
carbonio generalmente si depositano sulla particella gli altri elementi prima elencati.
Un esempio di composizione del particolato di un motore Diesel per trazione pesante del 1994 è
riportato in Fig.34
Fig.34 Esempio di composizione del particolato
Il processo di formazione del fumo è complesso e non ancora ben compreso: le alte temperature e
pressioni del gas in camera di combustione, la complessa composizione del carburante, la presenza di
un ambiente turbolento e la natura non stazionaria del processo rendono difficile interpretare le fasi
fondamentali della formazione del soot nel contesto della combustione nei motori Diesel moderni.
Alcuni studi dividono il processo di formazione e sviluppo della fuliggine in cinque fasi:
85
•
Pirolisi: in condizioni di alte pressioni ed alte temperature le molecole di combustibile diventano
instabili e si spezzano in piccole strutture di idrocarburi.
•
Formazione di precursori in fase gassosa: le piccole strutture di idrocarburi formano dei precursori
in fase gassosa. Le prime molecole sono principalmente particelle di acetilene, che danno inizio
alla formazione di composti aromatici e policromatici (PAH).
•
Nucleazione: le molecole gassose si condensano a formare piccole particelle solide (soot); le
dimensioni variano da 5 nm fino ad 80 nm.
•
Crescita superficiale: le particelle reagiscono con quelle circostanti adsorbendo composti organici.
•
Agglomerazione: quando le particelle sono cresciute in diametro fino a diverse decine di nm, si
addensano insieme a formare grappoli formati da oltre 4000 sferule con diametri che possono
arrivare fino ad 1 µm.
La produzione di soot è in genere molto sensibile alle variazioni di pressione in camera di
combustione; in particolare è stato evidenziato che la crescita della pressione in camera di
combustione è in grado sia di accelerare la produzione di soot sia di incrementarne la quantità prodotta
per diverse ragioni. Prima di tutto la crescita della pressione in camera di combustione estende i limiti
di infiammabilità, cosicché il soot può essere prodotto in regioni che a pressioni minori sarebbero
troppo ricche per bruciare. Un altro effetto della pressione in camera di combustione è quello di
ritardare l’evaporazione delle goccioline di combustibile favorendo così la formazione di soot a partire
dalla fase liquida; inoltre essa ha l’effetto di restringere l’angolo conico di emissione dello spray di
combustibile facendo crescere il diametro medio delle particelle, accentuando ulteriormente la
formazione di particolato. Misure sperimentali evidenziano che la quantità di soot prodotto cresce, con
legge quadratica fino a circa 10 bar, con andamento lineare oltre. Per fiamme premiscelate si è inoltre
visto che esiste un valore di soglia della pressione in camera di combustione al di sotto del quale non
si riscontra formazione di soot; tale valore dipende dal tipo di idrocarburo.
La quantità di soot prodotto presenta un massimo al variare della temperatura in camera di
combustione; al di sotto di una certa temperatura infatti il processo di formazione non riesce ad
attivarsi, mentre oltre una certa temperatura il meccanismo di ossidazione diventa preponderante.
In Fig.35 sono riportati i risultati per diversi valori del rapporto di equivalenza [30] (lambda).
86
Fig.35 Velocità di ossidazione del soot in funzione della temperatura e del rapporto di equivalenza.
In una camera di combustione è molto importante, allo scopo di limitare la formazione di soot, avere
un alto rapporto aria-combustibile. Molto importante è anche la qualità del miscelamento; in tale
ambito anche la turbolenza ha un effetto positivo.
3.1.3 Gli idrocarburi incombusti (HC)
Gli idrocarburi incombusti sono imputabili a due cause: le particelle di combustibile e comburente non
sono state a contatto per un tempo sufficiente a far avvenire la reazione; la temperatura locale durante
il contatto delle particelle non è tale da fornire un energia superiore a quella di attivazione della
reazione. Le cause principali che contribuiscono alla formazione degli HC nei motori Diesel sono:
•
parte del combustibile iniettato può impattare contro le pareti della camera di combustione; le
temperature in prossimità della pareti sono consistentemente più basse di quelle che si registrano
nelle altre zone della camera di combustione; pertanto le goccioline di combustibile a ridosso
delle pareti non hanno il tempo necessario per evaporare completamente durante la fase di
combustione e la parte non combusta viene evacuata successivamente durante la fase di scarico;
•
alcune particelle di miscela, sono intrappolate nella camicia del cilindro da uno strato sottile di
lubrificante durante il ciclo di compressione e liberate, quando ormai non possono più essere
ossidate a causa delle basse condizioni termodinamiche;
87
•
durante i transitori il rapporto aria/combustibile può essere estremamente basso (a causa ad
esempio della risposta lenta del turbogruppo che non fornisce un’adeguta pressione di
sovralimentazione); in queste condizioni è possibile che parte del combustibile non riesca ad
entrare in contatto per un tempo sufficiente col comburente e che pertanto non bruci.
•
lo sgocciolamento dell’iniettore alla fine del processo di combustione.
3.1.4 Il monossido di carbonio (CO)
Il monossido di carbonio è un composto intermedio appartenente al complesso meccanismo di
reazione degli idrocarburi con l’ossigeno. Tale componente, se non entra a contatto con l’ossigeno
prima che la temperatura si riduca notevolmente in seguito alla fase di espansione, diventa stabile e
costituisce parte dei gas di scarico. Quindi il monossido di carbonio, è controllato dal rapporto di
miscela aria/combustibile. Le miscele povere generano una bassa concentrazione di CO e pertanto i
motori Diesel non risentono molto di questo problema. Le concentrazioni nei gas di scarico variano tra
le 10 e le 500 ppm.
3.2 Evoluzione delle tecniche di abbattimento delle
emissioni nei motori Diesel
Le tecnologie per il controllo delle emissioni nei motori Diesel possono essere raggruppate in tre
categorie:
a) tecniche di progettazione del motore;
b) tecnologie legate al combustibile;
c) sistemi di trattamento dei gas combusti allo scarico (post-trattamento).
Il miglioramento in termini di emissioni dal 1970 fino alla fine del 20° secolo è da attribuire
principalmente alle sempre più avanzate tecnologie di progettazione del motore.
88
Una riduzione significativa delle emissioni è stata ottenuta tramite il miglioramento della formazione
della miscela. Un adeguato miscelamento del combustibile con l’aria nel cilindro può essere ottenuto
tramite una combinazione di tre approcci:
•
la generazione di moti forzati della carica come lo squish e lo swirl, controllati attraverso una
adeguata progettazione delle porte di ingresso e della geometria della camera di combustione;
•
la distribuzione uniforme del combustibile in forma gassosa in tutta la camera di combustione
grazie ad un’attenta progettazione degli iniettori.
•
un incremento del rapporto aria/combustibile.
Poiché la generazione dei moti forzati dell’aria è legata a maggiori perdite di carico del ciclo di
pompaggio e quindi una penalizzazione del rendimento del motore, storicamente si è preferito
introdurla in camere di combustione di dimensioni ridotte, come nei motori per autovetture.
L’incremento delle pressioni di iniezione ha permesso di migliorare il grado di polverizzazione dello
spray riducendo i tempi di evaporazione delle goccioline di combustibile permettendo una più rapido e
migliore distribuzione del combustibile in fase gassosa in tutta la camera di combustione.
L’evoluzione del sistema di sovralimentazione ha contribuito ad incrementare il rapporto
aria/combustibile la potenza dei motori riducendone al contempo le emissioni di NOx.
L’entrata in vigore dell’Euro 1 è coincisa con l’introduzione delle tecniche di ricircolo dei gas
combusti nei motori Diesel per ridurre le emissioni di NOx. Infatti i gas combusti ricircolati
determinano:
•
la diluizione della carica fresca con riduzione della concentrazione di ossigeno
•
la riduzione della temperatura media dei gas nel cilindro durante la combustione a seguito del
maggiore calore specifico dei gas combusti.
•
reazioni chimiche endotermiche durante la fase di combustione.
•
l’incremento della massa complessiva aspirata nel cilindro poiché i gas di scarico hanno una
densità maggiore dell’aria; quindi aumenta la capacità termica dei gas con conseguente riduzione
delle temperature massime raggiunte. La massa di EGR introdotta è stata ulteriormente
89
incrementata con l’introduzione di uno scambiatore di calore posto sul ramo di ricircolo per
rientrare nei limiti Euro 3 ed Euro 4.
Una proprietà importante delle misure adottate su quasi tutti i motori per il controllo delle emissioni è
il “trade-off” NOx-PM, cioè le soluzioni che riducono gli NOx tendono ad incrementare i PM e vice
versa. Il ritardo di iniezione è probabilmente l’esempio più noto che riporta questo comportamento
(Fig.36).
Fig.36 Esempio di trade-off tra ossidi di azoto e particolato nei motori Diesel
La motivazione di tale andamento è la seguente: il ritardo dell’iniezione determina il ritardo della
combustione quindi il picco di pressione si sposta più a destra del PMS e si attesta a valori più bassi
con una conseguente riduzione delle temperature. Questo determina una minore formazione di NOx
che necessita di elevate temperature ma al contempo rallenta la velocità delle reazioni a cui consegue
il congelamento di un numero maggiore di composti intermedi tra cui il particolato.
A causa di tale compensazione, non è possibile soddisfare simultaneamente i requisiti imposti per gli
NOx e PM dalle normative antinquinamento più recenti solo attraverso lo sviluppo di tecnologie legate
alla progettazione del motore con una combustione di tipo tradizionale. Poiché il margine di
miglioramento delle tecnologie motoristiche standard in tema di riduzione delle emissioni è ormai
limitato, in base a quanto precedentemente visto, le soluzioni che rimangono per affrontare le richieste
imposte dalle normative antinquinamento sono:
a) miglioramento delle caratteristiche dei combustibili;
b) introduzione di nuovi sistemi specifici per l’abbattimento delle sostanze inquinanti.
c) sviluppo di nuove strategie o concetti di combustione;
90
Sotto la prospettiva attuale, la tendenza più importante delle proprietà del gasolio è la riduzione del
contenuto di zolfo. Il gasolio a bassissimo tenore di zolfo (ULSD) si sta diffondendo su tutto il mondo.
L’ultimo obiettivo è raggiungere un livello di zolfo pari a 10 ppm, di cui si fa riferimento nelle
normative europee come combustibile “sulfur-free”. Mentre la riduzione di zolfo, taglia le emissioni di
diossidi di zolfo e di particolati sulfurei, il loro maggiore obiettivo consiste nell’aprire le porte
all’applicazione dei catalizzatori per il post-trattamento, molti dei quali sono estremamente sensibili
allo zolfo. Tra le altre caratteristiche desiderate per la riduzione delle emissioni ci sono un numero più
elevato di cetano e un contenuto minore di sostanze aromatiche. Gli oli lubrificanti contengono anche
altri composti come il fosforo ed i precursori delle ceneri inorganiche, che devono essere limitati per
minimizzare il loro impatto negativo sui sistemi di post-trattamento.
L’introduzione su larga scala dei sistemi altamente efficienti di post-trattamento dei gas di scarico dei
motori Diesel sembra essere necessaria per la simultanea conformità verso gli standard sulle emissioni
prossime ad entrare in vigore negli stati Uniti, in Europa, ed in Giappone. Introducendo i sistemi di
post-trattamento i progettisti del motore possono agire sulla curva di trade-off NOx-PM e
contemporaneamente ottimizzare altre caratteristiche prestazionali ad esempio riducendo al minimo il
consumo specifico.
Un progresso significativo è stato fatto nello sviluppo di strategie di combustione alternative. La
maggior parte di queste si basano su un notevole aumento nelle proporzioni della combustione
premiscelata e temperature di combustione più basse per ridurre sia gli NOx che i PM rispetto ai livelli
raggiunti con la combustione più convenzionale. Se queste tecnologie si evolvessero al punto tale da
coprire l’intera mappa di funzionamento del motore, potrebbe essere possibile soddisfare gli standard
sulle emissioni più restrittivi appoggiandosi meno ai sistemi di post-trattamento. In Tabella 18 è
schematizzato l’apporto fornito dalle tecnologie introdotte nel tempo nei motori Diesel nella riduzione
delle emissioni inquinanti.
91
Tabella 18
Impatto sulle emissioni delle principali tecnologie applicate sui motori Diesel
Tecnologia
Impatto sulle emissioni
Rilevanza
Tecniche di progettazione del motore
Sistema di iniezione
Riduzione del ~90% PM, Riduzione
del ~75% NOx,
Sistema di aspirazione
Notevoli riduzioni nelle emissioni di
HC/CO ottenute nel lasso temporale
che comprende il 1980 ed il 1990
Camera di combustione
La combinazione di queste tecnologie ha rappresentato la
maggiore risorsa per l’abbattimento delle emissioni fino alla
fine del 1990. Sono potenziali per un ulteriore abbattimento
delle emissioni nel futuro.
Controllo elettronico
Ricircolo dei gas combusti
Riduzione dal 30 al 50 % degli NOx
Usato comunemente nei veicoli leggeri. In continuo aumento
l’applicazione sui veicoli pesanti.
Strategie
avanzata
Potenziale per motori con bassissime
emissioni.
La combustione alternativa a carica omogenea HCCI mostra
un potenziale per superare la crescente richiesta di riduzione
delle emissioni senza l’ausilio di sistemi di trattamento allo
scarico ad elevata efficienza.
di
combustione
Tecnologie legate al combustibile ed al lubrificante
Combustibile e oli lubrificanti
Limitato impatto sulle emissioni nei
motori odierni
Il contenuto di zolfo nel combustibile e nel lubrificante
rimane il problema critico. Le ceneri inorganiche ed il
contenuto di fosforo del lubrificante è allo stesso modo
importante.
Queste proprietà devono essere controllate per permettere
l’utilizzo di catalizzatori allo scarico.
Combustibili alternativi
Variabile in funzione del combustibile
e dell’inquinante
Breve termine: mercato di nicchia guidato dalle normative
sulle emissioni.
Lungo termine: importanza critica a causa dell’esaurimento
delle riserve petrolifere.
Additivi dei combustibili
Effetti moderati sulle emissioni
Possibile utilizzo per assistere la rigenerazione dei filtri
antiparticolato.
Aggiunte di acqua
Riduzione dell’1% degli NOx ogni 1%
di acqua aggiunta
Mercato di nicchia: motori per impianti fissi e applicazione
navale.
Trattamento dei gas combusti allo scarico
Catalizzatore ossidante per i
Diesel (DOC)
Notevole abbattimento delle emissioni
di HC e CO. La conversione dei PM
dipende dalla quantità di zolfo nel
combustibile.
Ampiamente usato dalla Euro 2/3 rimarrà un componente per
il controllo delle emissioni in futuro.
Trappola per il particolato
(DPF) con flusso ‘a parete’
Riduzioni dei PM dal 70 ad oltre il 90
%
Utilizzato sin dalla Euro 4 è praticamente montato su quasi
tutte le vetture Euro 5. In alcuni casi viene installato sulle
automobili che non ne sono provviste per renderle conformi
alla normativa Euro 4 o Euro 5
Filtri a spugna
Riduzione
delle
emissioni
particolato del 50% circa
In combinazione con motori a basse emissioni, questo filtro
può sostituire la trappola con flusso ‘a parete’. È stato
applicato commercialmente per la prima volta su motori per
veicoli pesanti equipaggiati di EGR conformi alla Euro 4.
Catalizzatore
selettivo
riducente ad Urea (Urea-SCR)
Riduzione del 90% circa di NOx
Installato su molti veicoli pesanti Euro 5. Si pensa di
introdurlo su larga scala con l’Euro 6.
Catalizzatori assorbenti degli
NOx
Abbattimento delle emissioni di NOx
dal 70 al 90 %
Tale tecnologia ha un range di funzionamento ottimale più
ristretto rispetto all’Urea-SCR. Il range ottimale si
sovrappone a quello di funzionamento dei veicoli durante il
ciclo di prova previsto negli Stati Uniti in cui è prevista
un’applicazione sui veicoli leggeri mentre è caratterizzato da
bassissime prestazioni per il ciclo di prova Europeo.
Catalizzatore ossidante
miscela magra
a
Riduzione potenziale degli NOx del
10-20 % circa nei sistemi passivi, fino
al 50% in quelli attivi
Potenziale di riduzione degli NOx insufficiente per gli
obiettivi di regolamentazione delle emissioni a lungo
termine. Potrebbe crescere d’importanza con l’introduzione
di nuove strategie di combustione.
Catalizzatore
plasma
al
Riduzione degli Nox del 50% circa
Il potenziale di riduzione degli NOx è insufficiente per un
utilizzo a lungo termine.
assistito
di
92
3.3 Nuove strategie di combustione
L’esigenza di adeguarsi alle più stringenti normative sull’inquinamento senza intaccare
consistentemente le prestazioni del motore ha spinto la ricerca allo sviluppo di strategie di
combustione innovative. Lo stato più evoluto di tali tecniche risiede nel processo di combustione per
compressione della carica omogenea, “homogeneous charge compression ignition” (HCCI), la cui
applicazione per motori Diesel è detta “homogeneous Charge Diesel combustion” (HCDC).
L’obiettivo principale di questa tecnica è di ottenere un propulsore funzionante con una carica
omogenea in tutto il campo di funzionamento dello stesso, con la separazione dell’evento di
miscelazione da quello di accensione, come avviene nei motori ad accensione comandata, ottenendo
una riduzione delle emissioni e alti rendimenti se paragonati a quelli di un motore Diesel (Fig.37).
Fig.37 Rappresentazione del processo di combustione nei motori ad accensione comandata
convenzionali, ad accensione spontanea convenzionali, e nei motori con combustione per
compressione della carica omogenea HCCI
Le esigenze tecniche di tale applicazione sono:
•
realizzazione di un sistema in grado di formare la carica premiscelata, con una diluizione tale da
soddisfare il carico richiesto;
•
realizzazione di un sistema di controllo della combustione.
Dal punto di vista delle emissioni è importante limitare i possibili valori, registrati localmente, del
rapporto di equivalenza e della temperatura come riportato in Fig.38 [31].
93
Le caratteristiche fondamentali dell’approccio HCCI sono le seguenti:
•
eliminazione delle zone ricche (elevato rapporto di equivalenza), causa della formazione del soot,
tipico dei motori Diesel;
•
sviluppo simultaneo della combustione in tutto il cilindro e riduzione dei nuclei di accensione;
conseguente riduzione dei picchi locali di temperatura in cui è preponderante la formazione degli
NOx;
•
il processo di combustione è di tipo premiscelato e quindi il rilascio del calore è più rapido
rispetto alla combustione di un motore Diesel convenzionale. Per questo la temperatura massima
mediata nello spazio (camera di combustione) che si registra nei motori HCCI è maggiore della
temperatura massima mediata nello spazio che si registra nei motori Diesel convenzionali,
nonostante la combustione inizi prima in questi ultimi. Quindi il rendimento del ciclo è maggiore.
Fig.38 Regioni di formazione di soot ed NOx in funzione del rapporto di equivalenza e della
temperatura e zone di funzionamento ricoperte dai differenti approcci alla combustione.
In Fig.39 vi è una schematizzazione che esalta le differenze tra un sistema convenzionale di
combustione Diesel e la combustione HCCI, in termini di percentuale di massa bruciata e rilascio del
calore.
94
Fig.39 Differenze del processo di combustione fra motori ad accensione spontanea convenzionali e
motori con combustione per compressione della carica omogenea HCCI: il calore cumulativo di
combustione (a sinistra) e la velocità di rilascio del calore (a destra).
3.3.1 La formazione della carica omogenea
Il sistema di miscelazione da realizzare è strettamente legato al tipo di combustibile utilizzato e in
particolare alla sua volatilità. Poiché il gasolio ha una temperatura di autoaccensione relativamente
bassa ed una altrettanto bassa volatilità, è richiesto un tempo considerevole per ottenere la completa
evaporazione e l’omogeneizzazione della miscela aria-combustibile nel cilindro prima della
combustione. Una soluzione al problema consiste nel progettare la camera di combustione con un
rapporto di compressione molto basso (8:1 o minori) che però implica anche una notevole riduzione
del rendimento del motore. In più il rapporto di compressione deve essere sufficientemente alto per
permettere l’autoaccensione. Se introduciamo il combustibile in camera (iniezione diretta), l’iniezione
deve essere effettuata molto prima del PMS e per avere una buona distribuzione del combustibile nel
cilindro sono stati sviluppate configurazioni innovative della camera di combustione. Infatti in queste
condizioni, la deposizione di combustibile sulle pareti a causa dell’eccessiva penetrazione del getto
dovuta alle basse pressioni e temperature durante l’iniezione molto anticipata determina un incremento
del consumo specifico e dei prodotti di una combustione incompleta (HC e CO). Molte modifiche
nella progettazione degli iniettori che includono cambiamenti nel diametro del foro, un incremento del
numero dei fori del polverizzatore, e una riduzione dell’angolo del cono del getto [32] (Narrow Angle
Direct Injection) sono comunemente utilizzate per ridurre la deposizione di combustibile sulle pareti
del cilindro e sulla testa del pistone (Fig.40). Per lo stesso motivo la testa del pistone presenta una
tazza più profonda rispetto ai motori convenzionali.
95
Fig.40 Differenze nell’angolo di iniezione e nella conformazione della tazza fra il sistema
convenzionale (a) ed il sistema NADI (b).
Nonostante le modifiche apportate alla camera di combustione l’applicazione HCCI rimane relegata al
funzionamento del motore a potenze medio basse. Infatti se vogliamo incrementare la coppia
dobbiamo incrementare la portata di combustibile iniettato e quindi viene richiesto un tempo maggiore
per l’evaporazione; se invece aumentiamo il numero di giri, il tempo disponibile al combustibile per
evaporare diminuisce. Una delle misure adottate per allargare il campo di applicabilità della tecnologia
HCCI è l’introduzione di un vaporizzatore del gasolio con gli svantaggi in termini di rendimento già
visti per il sistema di iniezione con precamera. Una soluzione alternativa consiste nel miscelare il
combustibile con aria già preriscaldata, soluzione di facile applicazione nei motori Diesel
sovralimentati (l’aria è già riscaldata in seguito alla compressione). In questo modo non solo aumenta
la velocità di evaporazione ma si innescano nel caso del gasolio delle fiamme fredde [33] che sono il
prodotto di una limitata reazione esotermica associata ad una parziale ossidazione del combustibile ed
il calore sviluppato può essere utilizzato per vaporizzare completamente il combustibile liquido
miscelato. Purtroppo però riscaldando l’aria se ne riduce la densità e quindi anche in questo caso
abbiamo un limite alla massima coppia generabile.
3.3.2
Il controllo della combustione
Oltre alle problematiche relative alla formazione della carica omogenea l’applicazione HCCI sugli
autoveicoli è limitata ad un range ristretto di funzionamento, da un lato per problemi di misfire
(mancata accensione) a causa del basso controllo dell’accensione, dall’altro limitata da problemi di
detonazione dovuti all’alta velocità di combustione specie agli alti carichi, causando un elevato
rumore, danni alla struttura del motore ed eventualmente un inaccettabile livello di NOx.
96
Numerosi consensi in campo sperimentale e computazionale, hanno stabilito che la combustione
HCCI è determinata dalla velocità delle reazioni chimiche, parametro fortemente dipendente dalla
temperatura. Un ruolo secondario è svolto dal miscelamento e dal trasferimento di calore che
influenzano rispettivamente la formazione della carica e lo sviluppo della combustione.
Per un funzionamento regolare con combustione HCCI sono necessarie due condizioni:
•
la composizione della miscela deve assicurare un uniforme e contemporaneo sviluppo della
combustione;
•
la temperatura a fine compressione deve essere uguale alla temperatura di autoaccensione della
carica.
La prima condizione è relegata al processo di formazione della carica prima esaminato. La temperatura
di autoaccensione è funzione:
•
del tipo di combustibile
•
della dosatura
Si può agire sulla temperatura di autoaccensione in modo flessibile utilizzando due combustibili con
caratteristiche differenti e regolando le frazioni iniettate.
La dosatura invece determina una variazione lieve della temperatura di autoaccensione e quindi la
regolazione è molto delicata; in più agli alti carichi risulta difficile agire in modo flessibile su questo
parametro.
Per regolare l’istante di accensione invece è più facile agire sui seguenti parametri:
•
la temperatura di ingresso dell’aria o della miscela;
•
la diluizione della miscela;
•
il rapporto di compressione.
Abbiamo precedentemente visto come regolare la temperatura di ingresso dell’aria o della miscela.
Molto spesso si introduce un sistema di ricircolo dei gas di scarico che permette di agire sia sulla
temperatura in ingresso della carica aspirata sia sulla diluizione della miscela. Purtroppo la risposta del
sistema EGR non si adatta perfettamente alle rapide variazioni del funzionamento dei veicoli dediti al
trasporto. Per questo in molti casi il sistema EGR, di facile installazione e basso costo, è affiancato da
altre tecnologie più flessibili: il VCR (variable compression ratio) ed il VVT (variable valve timing).
97
3.3.2.1 Il sistema VCR
Questo sistema interviene sulla variazione del rapporto di compressione in modo da variare la
temperatura e, quindi, di conseguenza variare in modo opportuno l’istante di accensione della carica
parallelamente alle variazioni di carico, che nelle applicazioni veicolari sono molto rapide.
Molte opzioni sono state studiate per ottenere il sistema VCR:
•
realizzazione di un cilindro sul quale è presente uno stantuffo in grado di variare la sua posizione
e quindi modificare il volume dello spazio morto [34];
•
motore realizzato con un pistone opposto, progettato per avere una fase variabile tra due alberi a
gomiti [35];
•
sistema in cui varia la distanza tra la testa del cilindro e l’albero a gomiti (SAAB ed Envera) [36];
•
sistema CCE, Camshaft Controlled Epsilon (Fig.41).
Fig.41 Il sistema CCE
3.3.2.2 Il sistema VVT
Questo sistema è in grado di gestire l’apertura delle valvole di aspirazione e scarico in modo del tutto
indipendente dal funzionamento del motore e con estrema flessibilità. In questo modo è possibile
ottimizzare la fasatura delle valvole in ogni punto di funzionamento del motore per ottenere il
massimo riempimento del cilindro oppure nel caso specifico dell’applicazione HCCI modificare la
temperatura e la diluizione della carica, variando la quantità dei gas residui presenti nel cilindro dal
ciclo precedente (EGR interno). Il Centro Ricerche Fiat ha sviluppato un sistema elettro-idraulico
VVT (UNIAIR), che può essere installato su un motore Diesel common rail.
98
3.3.3
Partenza a freddo
Le difficoltà derivanti dalla partenza a freddo sono dovute alla forte dipendenza della temperatura
della carica sulla combustione. Durante la fase d’avvio del motore, la carica non riceve il calore
necessario dai condotti d’aspirazione e il calore trasferito dalla stessa carica alle pareti fredde della
camera di combustione è alto. La combinazione di questi effetti ostacola l’accensione della carica.
Attualmente due sono le soluzioni possibili:
•
utilizzo della candeletta, durante la fase di avvio [37].
•
utilizzo mirato dei sistemi VVT [38] e VCR;
3.3.4 Controllo delle emissioni
Lo svantaggio della combustione HCCI sulle emissioni è l’elevata presenza di HC e CO allo scarico.
Ai bassi carichi o in presenza di una elevata percentuale di EGR, le emissioni del monossido di
carbonio e degli idrocarburi incombusti peggiorano presumibilmente perché la temperatura è troppo
bassa per completare la reazione dal CO al CO2 e il combustibile a ridosso delle pareti non brucia
completamente.
La produzione degli NOx, invece, è molto bassa grazie all’utilizzo di una carica molto diluita. Però, la
necessità di aumentare la potenza porta la carica ad essere poco diluita con un aumento eccessivo della
temperatura di combustione e di conseguenza degli NOx. Passando agli alti carichi generalmente si
adopera un approccio più convenzionale [32] (Dual injection strategy): parte del combustibile iniettato
molto prima del PMS brucia secondo l’approccio HCCI senza portare la temperatura a valori troppo
elevati; il resto del combustibile necessario a soddisfare la richiesta di coppia viene iniettato di seguito
determinando una fase di combustione diffusiva. La tecnologia HCCI è comunque tuttora di difficile
applicazione sia per le problematiche viste, sia per la complessità nella progettazione ma anche per i
costi aggiuntivi che comporta conseguenza dell’installazione di nuovi componenti al sistema motore;
aspettando che tale tecnologia si consolidi le case costruttrici di automobili stanno adattando ai motori
già esistenti una tecnologia di combustione (Premixed Charge Compression Ignition) che si rifà molto
al concetto HCCI. La conformazione geometrica della camera rimane di tipo convenzionale e solo ai
99
bassi regimi si introduce una consistente quantità di combustibile molto prima del PMS prolungate
secondo l’approccio dual injection strategy .
3.4 Sistemi di trattamento dei gas di scarico
I moderni motori Diesel a basso impatto ambientale dispongono di sistemi di abbattimento delle
emissioni allo scarico molto efficienti. La Fig.42 illustra un caso di disposizione dei sistemi di
trattamento:
Fig.42 Moderno sistema di trattamento dei gas di scarico di una autovettura Diesel
Le funzioni assolte dai dispositivi per il post-trattamento sono principalmente due:
a) catalizzazione delle reazioni di conversione delle emissioni;
b) intrappolamento delle particelle inquinanti.
In alcuni casi lo stesso componente realizza entrambe le funzioni.
3.4.1 Generalità sui catalizzatori
Si definisce catalizzatore una sostanza che influenza la velocità della reazione chimica ma non fa parte
né dei reagenti né dei prodotti. Il catalizzatore determina una riduzione dell’energia di attivazione che
incrementa la velocità della reazione (Fig.43). Ogni catalizzatore è caratterizzato da due proprietà
fondamentali [39]:
•
Attività;
•
Selettività.
100
L’attività è legata all’abilità del catalizzatore di incrementare la velocità di reazione.
Fig.43 Effetto dei catalizzatori sull’energia di attivazione di una reazione
La selettività fa riferimento all’abilità del catalizzatore di accelerare certe reazioni piuttosto che altre.
Purtroppo si è riscontrato empiricamente che un miglioramento nella selettività è accompagnato da un
deterioramento nell’attività.
Un catalizzatore solido è composto generalmente nel seguente modo [40]:
•
Un sub-strato di supporto in materiale ceramico o metallico con struttura a nido d’ape con molti
canali piccoli e paralleli che si sviluppano assialmente lungo il monolita (Fig.44);
•
Un rivestimento di materiale poroso ad elevata superficie specifica (Fig.44 (b) e (c));
•
Una pellicola coprente di materiale catalitico; ad esempio il platino o il palladio (Fig.44 (c)).
Fig.44 Composizione di un catalizzatore
101
La reazione nei catalizzatori solidi è governata dai seguenti tre processi (Fig.45) [39]:
•
Reazione chimica;
•
Diffusione nei pori;
•
Trasferimento di massa.
Alle basse temperature la velocità di reazione è lenta rispetto ai processi di diffusione. Quando le
temperature aumentano, la velocità di reazione incrementa molto sia per la ridotta energia di
attivazione sia per la dipendenza esponenziale del coefficiente di Arrhenius ed il fenomeno di
conversione viene controllato dalla diffusione nei pori. Alle alte temperature il fenomeno di diffusione
nei pori diventa sufficientemente più veloce di quello del trasferimento di massa il quale, avendo una
piccola dipendenza dalla temperatura pone un limite alla velocità di reazione.
Fig.45 Effetto della temperatura sull’efficienza del catalizzatore.
In tutte le applicazioni pratiche i catalizzatori si disattivano progressivamente con l’uso secondo
queste modalità principali [39]:
•
Sporcamento (fouling): materiali ad alto peso molecolare si depositano fisicamente sulla
superficie esterna del catalizzatore diminuendone la superficie attiva effettiva e bloccando
l’accesso ai pori (Fig.46 (a));
•
Avvelenamento (poisoning): alcune sostanze presenti nel combustibile o nei lubrificanti possono
reagire in maniera temporanea o permanente con i siti attivi del catalizzatore disattivandoli
(Fig.46 (b));
•
Disattivazione termica o sinterizzazione (sintering): in presenza di temperature elevate la cui
entità dipende dal catalizzatore e dal rivestimento del sub-strato è possibile che i cristalli catalitici
102
iniziali si raggruppino per formarne altri più grandi riducendo la superficie attiva (Fig.46 (c)). Per
quanto riguarda il rivestimento è possibile una parziale o completa occlusione dei pori (Fig.46
(d)).
Fig.46 Processi di disattivazione dei catalizzatori.
3.4.2 Catalizzatore ossidante
A differenza dei motori a benzina, dove la marmitta catalitica trivalente riesce in maniera efficace ad
abbattere contemporaneamente i tre maggiori inquinanti presenti nei gas di scarico (CO, NOx, HC), nei
motori Diesel la marmitta riesce a abbattere soltanto CO e HC mediante ossidazione, motivo per cui si
parla di catalizzatore ossidante (DOC o OxiCat).
Le principali reazioni di ossidazione che avvengono nella marmitta hanno una stechiometria del tipo
[41]:
[Idrocarburi] + O2 = CO2 + H2O
(4)
CO + ½ O2 = CO2
(5)
Il catalizzatore ossida, oltre agli HC, anche le sostanze organiche che costituiscono il SOF, di fatto
quindi lo stesso catalizzatore ossidante contribuisce alla rimozione del particolato.
Il catalizzatore ossidante è sensibile alla presenza di zolfo:
103
2 SO2 + O2 = 2 SO3
(6)
SO3 + H2O = H2SO4
(7)
al fine di non assistere ad una rapida disattivazione (peraltro mai reversibile al 100%), è necessario
disporre di carburanti a basso tenore di zolfo (< 0.005% in peso).
L’ossidazione dell’NO ad NO2 è un’altra reazione indesiderata data la maggiore tossicità di
quest’ultima molecola:
NO + ½ O2 = NO2
(8)
In alcuni casi però se ne favorisce la formazione per facilitare la rigenerazione del DPF.
La Fig.47 mostra l’efficienza dell’OxiCat in funzione della temperatura [41].
Fig.47 Efficienza dell’OxiCat in funzione della temperatura.
Il catalizzatore presenta una bassissima efficienza alle basse temperature (light-off); un buon
dimensionamento si traduce quindi nell’ottimizzazione dello scambio termico tra gas combusti e
OxiCat.
3.4.3 Sistemi De-Nox
La riduzione degli NOx nei motori Diesel è affidata a tre tipi di sistemi:
a) HC-SCR: catalizzatore selettivo di riduzione ad idrocarburi
I catalizzatori selettivi che promuovono la riduzione degli NOx attraverso gli idrocarburi vengono detti
anche “lean NOx catalyst” (LNC). La reazione desiderata è la seguente [42]:
{HC} + NOx = N2 + CO2 + H2O
(9)
104
La reazione competitiva non selettiva con l’ossigeno è la seguente:
{HC} + O2 = CO2 + H2O
(10)
La selettività del catalizzatore ossidante dipende da molti fattori tra cui la temperatura, le specie di
idrocarburi utilizzati per la reazione, la disponibilità di ossigeno, il rapporto HC/NOx ma soprattutto
dalla tipologia di catalizzatore adottato. I gruppi di catalizzatori più promettenti per sviluppo ed
applicazione futura sono due:
•
Rame su zeolite (Cu/ZSM-5);
•
Platino su allumina (Pt/Al2O3)
Non sono ancora stati sviluppati catalizzatori che riescono a funzionare adeguatamente in tutto il range
di funzionamento dei motori Diesel. Comunque in questi motori una parte significativa degli NOx
viene generata tra i 250 ed i 350°C che è esattamente l’area che si trova fra i due valori ottimali di
funzionamento del platino e della zeolite (vedi Fig.48) [42].
Fig.48 Efficienza di conversione degli NOx per rame su zeolite (Cu/ZSM-5) e platino su allumina
(Pt/Al2O3) in funzione della temperatura.
b) NAC: trappola per gli ossidi di azoto ( NOx Adsorber Catalyst)
Il catalizzatore di NOx ad assorbimento deriva dal catalizzatore a tre vie usato per i motori ad
accensione comandata che è inattivo in condizioni di miscela povera. Il catalizzatore a tre vie è stato
adattato ai sistemi Diesel tramite l’utilizzo di un particolare rivestimento che funziona nel seguente
modo (Fig.49) [43]:
105
1. Assorbe ed immagazzina gli NOx durante il funzionamento standard del motore (miscele povere)
2. Rilascia gli NOx in caso di miscela ricca
In questo modo è possibile impostare delle fasi periodiche di rigenerazione del catalizzatore tramite
l’introduzione di combustibile supplementare necessario al raggiungimento di una miscela ricca.
La fase di assorbimento comprende le seguenti due reazioni:
NO + ½ O2 → NO2
(11)
BaO + NO2 + ½ O2→ Ba(NO3)2
(12)
Ad elevate temperature il nitrato diventa instabile e si decompone in NO o NO2 che in condizioni di
miscela ricca reagiscono col monossido di carbonio a dare azoto:
Ba(NO3)2 →BaO + 2 NO + 1½ O2
(13)
Ba(NO3)2 → BaO + 2 NO2 + ½ O2
(14)
NO + CO → ½ N2 + CO2
(15)
I catalizzatori di NOx ad assorbimento presentano anche delle reazioni indesiderate dovute
principalmente ai composti dello zolfo:
SO2 + ½ O2 → SO3
(16)
BaO + SO3 → BaSO4
(17)
Fig.49 Meccanismo di azione del sistema NAC.
Il solfato di bario è molto più stabile del nitrato e richiede temperature molto più elevate per essere
rilasciato. Per questa ragione l’avvelenamento da zolfo rappresenta il problema più rilevante per questi
catalizzatori anche in seguito all’introduzione su larga scala del Diesel a bassissimo tenore di zolfo.
106
c) Urea-SCR: catalizzatore selettivo di riduzione ad urea (Selective Catalitic Reduction)
Il sistema urea-SCR prevede l’utilizzo dell’ammoniaca per la riduzione degli NOx. L’ammoniaca però
è tossica e pericolosa da trasportare. Per questo si è deciso di ricorrere all’urea, CO(NH2)2, che non è
tossica, è facile da trasportare e sistemare ed è commercialmente disponibile oltre ad essere
completamente dissociabile in ammoniaca sotto le condizioni operative dell’urea-SCR secondo la
seguente reazione di idrolisi [44]:
CO(NH2)2 + H2O → 2 NH3 + CO2
(18)
La dissociazione dell’urea raggiunge valori fino al 20% in fase gassosa a temperature di 330 °C e fino
al 50% a temperature di 400 °C. In effetti la rimanente urea completa la reazione sulla superficie del
catalizzatore il che gioca un ruolo fondamentale per il corretto funzionamento dell’SCR.
Le reazioni principali del sistema urea-SCR sono [44]:
4 NO + 4 NH3 + O2 → 4 N2 + 6 H2O
(19)
6 NO2 + 8 NH3 → 7 N2 + 12 H2O
(20)
NO + NO2 + 2 NH3 → 2 N2 + 3 H2O
(21)
A queste si sommano altre reazioni non selettive con l’ossigeno che producono ulteriori emissioni
inquinanti o nelle migliori condizioni portano ad un consumo non produttivo di ammoniaca:
2 NH3 + 2 O2 → N2O + 3 H2O
(22)
4 NH3 + 3 O2 → 2 N2 + 6 H2O
(23)
4 NH3 + 5 O2 → 4 NO + 6 H2O
(24)
Se i gas contengono zolfo, sotto i 250°C, possono attivarsi anche le seguenti reazioni:
NH3 + SO3 + H2O → NH4HSO4
(25)
2 NH3 + SO3 + H2O → (NH4)2SO4
(26)
i cui prodotti possono dar vita al fenomeno di sporcamento del catalizzatore.
L’efficienza dell’urea-SCR è funzione delle quantità di urea-ammoniaca iniettata e delle temperature
operative (Fig.50). Una quantità ridotta di ammoniaca può determinare un valore troppo basso
107
dell’efficienza dell’SCR. Una quantità troppo elevata può causare un rilascio indesiderato di
ammoniaca nell’atmosfera Generalmente le emissioni di ammoniaca tendono a ridursi con
l’incrementare della temperatura mentre l’efficienza dell’SCR dipende dal range di temperatura di
funzionamento.
Fig.50 Efficienza di conversione degli NOx e percentuale di ammoniaca non reagente per un sistema
urea-SCR in funzione del rapporto tra massa di ammoniaca e massa di ossidi di azoto.
La reazione (21) tra ammoniaca, NO2 ed NO è la più veloce e può promuovere quindi la conversione
degli NOx alle basse temperature (Fig.51). Per questo, in alcuni casi, il livello di NO2 è volutamente
incrementato nel passaggio dei gas di scarico attraverso il DOC installato a monte dell’SCR.
Se però la quantità di NO2 supera quella di NO è possibile la formazione di N2O indesiderato [45]:
8 NO2 + 6 NH3 → 7 N2O + 9 H2O
(27)
Fig.51 Effetto della presenza degli NO2 sull’efficienza di conversione degli NOx alle basse
temperature.
108
Rispetto ai dispositivi per l’abbattimento di NOx precedentemente esaminati il sistema SCR presenta
quindi il principale svantaggio di dover prevedere l’introduzione di un serbatoio aggiuntivo per l’urea
e l’inconveniente per il conducente del veicolo di provvedere al periodico riempimento.
Comunque il sistema urea-SCR è caratterizzato da un ampio campo di temperature di funzionamento
ottimali che ne permettono l’applicazione per il superamento dei cicli di prova previsti dagli standard
sulle emissioni (Fig.52) [46].
Fig.52 Efficienza a confronto dei differenti sistemi di post-trattamento degli NOx .
3.4.4 Filtri antiparticolato
Il filtro antiparticolato è un dispositivo che permette la rimozione delle particelle carboniose presenti
nei gas di scarico; le particelle sono rimosse mediante intrappolamento nei pori del filtro e successiva
ossidazione, per via termica o catalitica.
I filtri si dividono in due gruppi, caratterizzati dal tipo di supporto contenuto in essi e, come si vedrà,
da diverse efficienze di rimozione del particolato:
1. Sistemi chiusi (Closed traps)
2. Sistemi aperti (Open traps)
Entrambi i sistemi infine possono presentare una rigenerazione discontinua oppure continua, a seconda
del meccanismo con cui il particolato viene rimosso dal filtro.
I materiali di costruzione di tali dispositivi variano molto in base alla tipologia di filtro e produttore;
tuttavia è possibile elencare alcuni materiali comunemente utilizzati, in genere di tipo ceramico.
•
Carburo di silicio ricristallizzato
•
Carburo di silicio “silicon bounded”
109
•
Nitruro di silicio (Cordierite)
•
Titaniato di alluminio
•
Mullite acculare
La geometria dei sistemi di intrappolamento del particolato è molto diversificata e comprende monoliti
a nido d’ape in ceramica o metallo, su cui sono depositati materiali nobili come Rodio, Palladio,
Platino.
3.4.4.1 Sistemi chiusi (wall-flow)
Nei sistemi chiusi, l’intero flusso di gas di scarico è costretto a passare attraverso delle pareti porose. I
pori hanno una larghezza caratteristica media che è minore di quella più piccola delle particelle di
particolato che si depositano sulla parete mentre i gas di scarico possono essere evacuati (Fig.53).
Fig.53 Meccanismo di funzionamento del filtri a sistema chiuso.
Tale meccanismo di intrappolamento determina una notevole efficienza di rimozione del soot ma
anche una consistente perdita di carico; inoltre in questo modo si generano strati sottili ma ad elevata
concentrazione di soot che possono portare all’innesco di reazioni incontrollate.
In Fig.54 è riportato un esempio di filtro antiparticolato utilizzato su bus e applicazioni non stradali.
Fig.54 Esempio di filtro a sistema chiuso.
110
3.4.4.2 Sistemi aperti (flow-through)
I sistemi aperti possono essere di diverse forma e materiale, ad esempio possono essere costituiti da
una schiuma ceramica irregolare, all’interno della quale il flusso passa e deposita il materiale
carbonioso (Fig.55). La definizione “aperto” deriva dal fatto che, contrariamente a quanto avviene nei
filtri chiusi, non tutto il flusso è soggetto a rimozione del particolato in quanto si possono creare dei
cammini preferenziali nella schiuma senza che il particolato si possa depositare; per tale motivo
l’efficienza dei sistemi aperti è inferiore a quella dei sistemi chiusi.
Fig.55 Meccanismo di funzionamento dei filtri a sistema aperto.
Il particolato viene ossidato per mezzo di NO2, prodotto da un opportuno catalizzatore che avvolge la
spugna. L’interesse verso i filtri di tipo aperto nasce dalla facilità con la quale possono essere montati
su autovetture Diesel di vecchia fabbricazione, con scopo di retrofit, senza la necessità di modificare
l’impianto.
3.4.4.3 Tipologie di rigenerazione
La rigenerazione del particolato può essere effettuata secondo due meccanismi, uno di tipo discontinuo
ed uno di tipo continuo. I primi sono più avanzati e permettono riduzioni del particolato prossime al
99%, mentre i secondi hanno efficienze inferiori e variabili tra il 30 e l’80%.
Fig.56 Modalità di rigenerazione dei filtri: continua (a); discontinua (b).
111
I filtri a rigenerazione discontinua prevedono un processo di rigenerazione periodico del filtro (Fig.56
(a)), dovuto all’accumulo di particelle carboniose; tale accumulo dipende fortemente dalle condizioni
di utilizzo del motore. E’ possibile dare un valore indicativo considerando necessaria la rigenerazione
dopo circa 400-500 km di utilizzo oppure quando si registra una caduta di pressione prefissata tra
monte e valle del filtro.
Il processo di rigenerazione consiste nella ossidazione delle particelle depositatesi nelle strutture del
filtro, a temperature prossime a 600°C; si possono avere due diversi meccanismi di rigenerazione:
1. rigenerazione senza additivo: il processo prevede l’utilizzo di post-iniezioni di gasolio al fine di
aumentare la temperatura dei gas di scarico fino a 600°C.
2. rigenerazione con additivo: si utilizza un additivo a base di ossido di Cerio (cerina), che ha lo
scopo di abbassare la temperatura di combustione del C da 550°C a circa 450°C; in questo modo
la rigenerazione è più semplice e rapida. La temperatura di 450°C è raggiunta per mezzo di una
iniezione supplementare di gasolio in prossimità del Punto Morto Superiore, con conseguente post
combustione e raggiungimento della temperatura richiesta
Un tipico esempio di filtro a rigenerazione discontinua è il FAP® (Filtro Attivo Antiparticolato),
sviluppato da Peugeut-Citroen e attualmente impiegato da numerose case automobilistiche come
BMW, Audi e le due già citate. L’efficienza di tale dispositivo è estremamente elevata (>95%), motivo
per cui il suo utilizzo è supportato dai costruttori. L’utilizzo in autovetture non di nuova costruzione
non è auspicabile in quanto comporterebbe elevati costi di installazione (necessità di modificare il
motore ed altri componenti).
I filtri a rigenerazione continua possono essere utilizzati come strumento di retrofit per autoveicoli
leggeri o pesanti, dove non è possibile installare filtri antiparticolato a rigenerazione discontinua. Tali
sistemi hanno una struttura simile ai discontinui, la caratteristica che li contraddistingue consiste nel
fatto che il processo di rigenerazione è di tipo continuo, senza la necessità di effettuare post iniezioni
di combustibile. Il processo è descrivibile con la seguente equazione:
dm f , soot
dt
+ m f , soot ⋅ K (T ) − η f ⋅ Gsoot = 0
(28)
112
in cui mf,soot è la massa di soot sul filtro, K è la costante cinetica della reazione, ηf è l’efficienza del
filtro e Gsoot è la portata di soot generato dal motore.
Il criterio della rigenerazione continua (Fig.56 (a)) consiste nel portare il filtro ad una temperatura di
equilibrio per ottenere condizioni di funzionamento stazionario (dmf,soot/dt=0). Il range di temperature
dei gas di scarico è solitamente più basso di quello necessario per la rigenerazione continua del filtro
quindi si incrementa la velocità di reazione per mezzo di un catalizzatore, l’NO2, prodotto inquinante
solitamente indesiderato delle reazioni non selettive dell’OxiCat posto a monte del filtro. Infatti l’NO2
abbassa il range di temperature di ossidazione del soot a valori compresi tra 300 e 450°C caratteristici
della seguente reazione:
C + 2 NO2 → 2 NO + CO2
(29)
113
4 Possibili architetture dei motori
I motori Diesel di ultima generazione sono il risultato non solo di miglioramenti apportati ad ogni
componente preso singolarmente ma anche di un accoppiamento sempre più ottimizzato dei vari
sottosistemi del motore che hanno determinato lo sviluppo di un parco di motori caratterizzato da
architetture variegate sempre più complesse. Quindi l’analisi completa dei motori Diesel odierni
presuppone sia lo studio dei possibili schemi e delle possibili configurazioni dei singoli sottosistemi
ma anche le reciproche influenze in tutto il campo di funzionamento e sotto ogni aspetto funzionale e
prestazionale del motore. Particolare attenzione è riposta in quest’ultimo periodo al sistema di
sovralimentazione a due stadi, alle possibili soluzioni di abbattimento delle emissioni tramite
trattamento allo scarico dei gas combusti ed ai metodi di ricircolo dei gas di scarico.
4.1 Sovralimentazione a due stadi
La sovralimentazione rappresenta un elemento chiave nella tecnologia dei motori Diesel delle
moderne autovetture. Lo scopo del sistema di sovralimentazione consiste principalmente nel
miglioramento delle prestazioni del motore in termini di coppia ed emissioni senza intaccare
consistentemente i costi ed i consumi. Un notevole sviluppo tecnologico in questo ambito è stato è
stato possibile prima con l’introduzione della valvola waste-gate, successivamente con la turbina a
geometria variabile. Lo sforzo più recente risiede nell’analisi dei possibili sistemi composti da più
gruppi di sovralimentazione separati; i risultati della ricerca mostrano che la migliore soluzione risiede
nel sistema di sovralimentazione con due turbogruppi a gas di scarico posti in serie (Twin Stage o
Twin Turbo) che permette di migliorare notevolmente le prestazioni del motore su tutto il campo di
funzionamento del motore.
Inoltre, la tecnologia a due stadi, attraverso un ulteriore incremento della pressione di
sovralimentazione, può permettere l’innalzamento del tasso di ricircolo dei gas di scarico, così come
previsto dai futuri limiti stabiliti per le emissioni a pieno carico dei motori Diesel di veicoli ad uso
commerciale. Il rispetto di valori di emissione sempre più ridotti previsti per il futuro anche nel caso di
114
motori ad elevata sovralimentazione, dunque, rappresenta un ulteriore punto a favore dell’impiego del
sistema a due stadi.
4.1.1 Sovralimentazione a due stadi nei motori dei veicoli
ad uso commerciale
La Fig.57 rappresenta lo schema della sovralimentazione regolata a due stadi applicata al motore dei
veicoli ad uso commerciale [3]. Il sistema prevede l’utilizzo di due turbogruppi posti in serie con una
valvola che permette il by-pass della turbina di alta pressione. Il turbogruppo di alta pressione è di
dimensioni ridotte rispetto a quello di bassa; il primo è maggiormente utilizzato in fase di partenza ed
ai bassi carichi, il secondo ai medi ed alti carichi.
Fig.57 Schema della sovralimentazione regolata a due stadi tipica del motore dei veicoli ad uso
commerciale.
In questo tipo di applicazione l’obiettivo principale è quello di ottenere una notevole riduzione dei
consumi in tutto il campo di funzionamento del motore ed innalzare contemporaneamente il valore
massimo del momento torcente e della potenza nominale; per questo i due turbogruppi devono essere
dimensionati in maniera tale che i compressori funzionino con rendimenti molto elevati e la turbina di
bassa pressione sia in grado di smaltire l’intero flusso dei gas di scarico anche in condizioni di pieno
carico senza dover ricorrere all’introduzione di una waste-gate.
115
In Fig.58 sono rappresentate le mappe caratteristiche dei compressori di entrambi gli stadi a bassa e ad
alta pressione (attenzione alle unità di misura: la portata è volumetrica). Nel diagramma sono state
tracciate delle linee che congiungono i punti di funzionamento corrispondenti rispettivamente al
momento torcente massimo e alla potenza nominale. Oltre al funzionamento del motore a livello del
mare è stato preso in considerazione anche quello a 5.500 piedi (in entrambi i casi era previsto il
ricircolo dei gas di scarico). Nel diagramma risulta rappresentato anche l’andamento del rapporto di
compressione totale risultante. A causa dell’altezza e del ricircolo di gas si ottiene un rapporto di
compressione di circa cinque senza eccedere con la sollecitazione aerodinamica. Questo consente alla
sovralimentazione regolata a due stadi di fornire ulteriori opportunità di aumentare la pressione di
sovralimentazione senza imporre la necessità di ricorrere a componenti di sistema di qualità superiore.
Fig.58 Mappe caratteristiche dei compressori nella sovralimentazione a due stadi tipica del motore
dei veicoli ad uso commerciale con rappresentazione della curva caratteristica del motore
Ad un basso numero di giri, a causa della limitata disponibilità di gas di scarico, lo stadio a bassa
pressione partecipa solo in minima parte all’alimentazione. Il bypass della turbina ad alta pressione è
completamente chiuso. Le dimensioni della turbina di bassa pressione determinano una
contropressione esigua ed il contributo energetico dei gas di scarico è elaborato completamente dalla
turbina ad alta pressione; in questo modo l’energia dei gas di scarico si esaurisce tutta nella
compressione dell’aria nel compressore ad alta pressione. Il sistema lavora quindi come se fosse in
116
presenza di un singolo stadio fino a quando il compressore di bassa pressione raggiunge rapporti di
compressione accompagnati da valori di rendimento accettabili. Ovviamente la curva di
funzionamento deve essere sufficientemente distante da quella di pompaggio. Incrementando il regime
parte dei gas di scarico vengono inviati, attraverso la valvola di by-pass, direttamente alla turbina di
bassa pressione. Grazie al bypass la pressione di sovralimentazione risulta regolata in modo flessibile
in modo tale da far lavorare in condizioni ottimali di rendimento il compressore di alta pressione. Con
l’aumentare del numero di giri del motore la quantità di gas derivato a monte della turbina ad alta
pressione cresce. Il maggior contributo energetico prelevato dalla turbina di bassa pressione permette
di spostare il punto di funzionamento del compressore di bassa pressione verso rendimenti e rapporti
di compressione più elevati. È importante notare che la sezione di passaggio del compressore di alta
pressione deve essere sufficientemente grande da permettere il passaggio di tutta la carica fresca anche
nel punto di massima coppia erogabile dal motore. A riguardo è importante tener conto della portata
volumetrica piuttosto che quella massica in ingresso al compressore di valle; fortunatamente la prima è
soggetta a variazioni contenute principalmente perché il maggior apporto alla portata massica è da
attribuire all’incremento di densità operato dal compressore di bassa pressione.
4.1.2 La sovralimentazione a due stadi nei motori delle
autovetture
La sovralimentazione regolata a due stadi applicata alle autovetture si distingue da quella classica in
alcuni punti. In Fig.59 è illustrata schematicamente l’applicazione della sovralimentazione a due stadi
al motore delle autovetture. La turbina del sistema di sovralimentazione a due stadi delle autovetture
possiede un bypass per lo stadio a bassa pressione e uno per quello ad alta pressione oltre che un
bypass per il compressore di alta pressione. L’obiettivo della sovralimentazione regolata a due stadi
nelle sue applicazioni automobilistiche è in primo luogo il raggiungimento di un momento torcente più
alto nell’avviamento e il miglioramento del funzionamento transitorio combinato all’aumento della
potenza nominale. In realtà tale sistema di sovralimentazione consente in particolari condizioni limite,
117
quali il raggiungimento del valore massimo della pressione tollerabile nel cilindro, di ottenere un
incremento significativo della pressione media anche a regime intermedio.
Fig.59 Schema della sovralimentazione regolata a due stadi tipica nei motori automobilistici
Ai fini di migliorare l’avviamento e l’accelerazione lo stadio ad alta pressione utilizza un turbogruppo
di dimensioni più ridotte. Questo offre il vantaggio di avere più spazio di montaggio a disposizione e,
grazie ad un momento di inerzia più piccolo, sembra avere effetti positivi sul funzionamento
transitorio del motore. Ad alto regime si provvede al totale bypass dello stadio ad alta pressione, per
evitare lo strozzamento della carica aspirata e contropressioni allo scarico troppo elevate. Pertanto la
pressione di sovralimentazione necessaria al raggiungimento del valore di coppia desiderato deve
essere raggiunta con uno stadio. Quindi per lo stadio a bassa pressione valori elevati del rapporto di
pressione rendono indispensabile il ricorso a compressori con rendimenti maggiori rispetto a quelli per
applicazioni commerciali.
Si possono individuare quattro modalità di funzionamento del turbogruppo che corrispondono a
quattro differenti campi operativi del motore (vedi Fig.60) come nel caso del motore Diesel BMW 3 l,
6 cilindri con un sistema a due stadi in serie in produzione dal 2005 [47].
118
Fig.60 Strategia del sistema operativo della BMW 3 litri, 6 cilindri di motore Diesel con
misti a due stadi e turbocompressore registro.
La curva di funzionamento del sistema di sovralimentazione assume di conseguenza, per
l’applicazione automobilistica l’andamento descritto in Fig.61 [19].
Fig.61 Curve di funzionamento del sistema di sovralimentazione a due stadi per applicazione
automobilistica.
Durante l’avviamento (Fig.60 campo di funzionamento 1) tutte le valvole risultano chiuse. I gas di
scarico forniscono lavoro solo alla turbina di piccole dimensioni. A questo punto il piccolo
turbocompressore si preoccupa di generare pressione di sovralimentazione, mentre il grande
turbocompressore è portato a regime. Col crescere del numero di giri il flusso delle masse di scarico
aumenta. Al raggiungimento di una pressione di sovralimentazione definita esso è inviato in parte
119
direttamente al turbogruppo di bassa pressione tramite il bypass (Fig.60 campo di funzionamento 2).
Per quello che riguarda l’aspirazione in questa fase di funzionamento i due turbocompressori
continuano ad operare in serie, con l’enorme contributo da parte del grande compressore alla
generazione di pressione reso possibile grazie alla precompressione. A partire da un certo momento la
funzione alimentatrice è assunta dal solo grande turbocompressore poiché il compressore di alta
pressione finirebbe per strozzare il flusso aspirato. A questo punto uno dei bypass del compressore
permette il collegamento diretto fra il grande turbocompressore e lo scambiatore di calore per l’aria di
sovralimentazione, mentre il bypass della turbina si apre totalmente per riuscire a sfruttare tutto il
potenziale offerto dal grande turbocompressore in modo da aumentare il rendimento (Fig.60 campo di
funzionamento 3). Valori particolarmente alti del numero di giri (Fig.60 campo di funzionamento 4)
prevedono l’intervento aggiuntivo di un Wastegate nel grande turbocompressore che consente di
deviare una parte del gas di scarico esternamente alle turbine.
In questo modo, con una conoscenza dettagliata del complicato comportamento del sistema, risulta
possibile produrre un sistema di sovralimentazione compatto che con l’impiego di componenti
collaudati sia in grado di soddisfare i più elevati requisiti in termini di momento torcente, di risposta e
potenza.
4.2 Gli schemi per il ricircolo dei gas di scarico
4.2.1 HP Loop EGR
Il sistema EGR maggiormente adottato attualmente è quello ad alta pressione (HP EGR; Fig.62)
Fig.62 Schema del sistema EGR ad alta pressione
Il sistema HP EGR preleva i gas di scarico a monte della turbina e li immette nuovamente nel sistema
120
motore a valle del compressore. In questo modo si riducono al minimo le perdite di carico dei gas
combusti lungo il percorso di reintroduzione. Inoltre si evita il passaggio dei gas di scarico attraverso
il compressore i quali potrebbero determinare un rapido deterioramento di tale organo. Varie strategie
sono state utilizzate per aumentare la differenza di pressione tra i condotti di scarico e aspirazione per
facilitare un maggior flusso di EGR verso il motore [4],[48]-[51]. Valvole a farfalla o restrizioni sono
esempi di possibili tecniche. Un approccio, più comune nei mezzi pesanti, è l’utilizzo di un venturi da
inserire in corrispondenza dell’intersezione fra il condotto di aspirazione e quello di ricircolo. Infatti,
ad un incremento della velocità dell’aria nella sezione ristretta del venturi segue una riduzione della
pressione dell’aria e quindi un maggior salto di pressione disponibile. Un’appropriata progettazione
del venturi può anche migliorare il miscelamento dell’EGR con la carica fresca, risultando in una
migliore distribuzione dell’EGR fra i cilindri [48] . Purtroppo il sistema HP EGR riduce il flusso di
gas attraverso la turbina. Se incrementiamo il grado di EGR (aumentando la sezione di passaggio della
valvola EGR) la portata elaborata dalla turbina diminuisce e quindi a pari rapporto di espansione
aumenta la velocità della turbina e del compressore ad essa collegato; ovviamente diminuisce anche la
potenza trasferita alla turbina e quindi al compressore che di conseguenza elabora una portata minore e
sposta il punto di funzionamento verso la linea di pompaggio (Fig.63). Ne consegue una riduzione
della potenza in uscita dal motore ed un incremento del consumo specifico [4].
Fig.63 Influenza del sistema HP EGR nella mappa del compressore.
121
Con l’ausilio di una turbina a geometria variabile (VTG) è possibile restringere la sezione utile di
passaggio della stessa aumentando la contropressione allo scarico e quindi l’energia fornita al
turbogruppo e la portata di EGR. Comunque, se ci avviciniamo alle condizioni di pieno carico la
contropressione allo scarico e la pressione di sovralimentazione possono risultare eccessive in
riferimento ai limiti imposti dalle caratteristiche strutturali del veicolo. Di conseguenza si è costretti,
anche in presenza di una VTG, a limitare o la coppia massima erogabile dal motore o la portata di
EGR in condizioni prossime a quelle di pieno carico.
4.2.2 LP Loop EGR
Il LP Loop è un sistema ben noto che offre un’alternativa per superare i limiti del sistema ad alta
pressione primo dei quali l'introduzione di una consistente percentuale di EGR per funzionamento del
motore ai carichi elevati. I gas di scarico sono prelevati a valle della turbina e introdotti a monte del
compressore (Fig.64).
Fig.64 Schema del sistema EGR ad alta pressione
Prima dell’introduzione nel mercato del filtro antiparticolato (DPF) l’intero sistema di aspirazione,
compreso il compressore, sarebbero stati soggetti ad una rapida corrosione. Questa era una delle
ragioni che ha limitato l’applicazione di tale sistema. Introducendo il DPF è possibile far passare tutti i
gas di scarico attraverso la turbina preservando le prestazioni e la durabilità del turbo [4]. Fra i
principali vantaggi del LPL rispetto all'HPL abbiamo:
•
Potenziale per un più basso consumo specifico come risultato delle migliorate prestazioni del
turbogruppo in conseguenza di una maggiore flessibilità nella gestione della turbina non più
legata al funzionamento del sistema EGR.
122
•
Risposta dinamica più rapida del sistema motore: un cambiamento del punto di funzionamento del
motore determina variazioni più ridotte della velocità del turbogruppo [49] per la maggior
costanza nella portata sia dei gas combusti che attraversano la turbina sia della miscela che
attraversa il compressore. Infatti, nel LP EGR, all’inizio della fase transitoria diminuisce la
frazione di EGR (il flusso di EGR è all'incirca costante) mentre aumenta il tenore di aria fresca
nella miscela aspirata dal compressore.
•
Possibilità di eliminare la valvola a farfalla sul condotto di aspirazione necessaria nel HP EGR per
ridurre la quantità di aria introdotta alle medie potenze (portata elevata attraverso la turbina) per
mantenere sufficientemente alta la percentuale di EGR. Questo si traduce in minori perdite
fluidodinamiche e semplificazione del sistema di controllo [49].
•
Il compressore provvede ad un migliore miscelamento della carica fresca con l’EGR che si
distribuisce nelle stesse proporzioni in ogni cilindro [50].
•
Maggiore durata dei componenti a valle del compressore e dei lubrificanti per il tenore ridotto di
particolato presente nei gas di scarico che si vanno a miscelare con la carica fresca all’aspirazione
[51]. Si riduce anche la possibilità di ostruzione del flusso di EGR per presenza di depositi di
particolato nelle tubazioni.
•
Il percorso seguito dai gas di scarico ricircolati per ritornare al motore è più lungo e quindi ne
determina un maggior rilascio termico e l’ingresso nel motore a temperature più basse
mantenendo invariate le condizioni di funzionamento del refrigeratore.
•
Il sistema è facilmente installabile su veicoli anche non predisposti [52].
Fig.65 Risposta del motore per differenti quantità di EGR nel sistema HP-loop e LP-loop.
123
Di contro, il LPL presenta ancora vari svantaggi di considerevole entità:
•
Il maggior volume e la maggior lunghezza del ramo di ricircolo determinano un ritardo nel
raggiungimento della percentuale desiderata di EGR all'interno delle camere di combustione. Ne
consegue purtroppo un incremento degli NOx nei transitori [4].
•
I filtri antiparticolato, anche i più efficienti, lasciano passare una piccola porzione materiale
carbonioso che può corrodere a lungo tempo le pale del compressore soprattutto ad elevate
velocità di rotazione.
•
In presenza di uno scambiatore a monte del compressore è possibile la condensazione di
goccioline d’acqua che intacchino la girante. A riguardo è preferibile ridurre al massimo il tragitto
compreso tra lo scambiatore ed il compressore in maniera tale da ritardare la condensazione
(fenomeno del ritardo di formazione) a valle della girante[51].
•
Nel caso in cui non sia presente uno scambiatore a monte del compressore si è costretti a limitare i
rapporti di compressione a causa delle eccessive temperature raggiunte dai gas in seguito al
processo di compressione.
•
Aumentano le perdite di carico distribuite per la maggior lunghezza del tragitto percorso dai gas
di ricircolo.
É possibile ridurre gli ingombri del LP EGR prelevando l’EGR a monte del filtro antiparticolato e
introducendolo a valle del compressore. Quindi, questa variante del LP loop (LP to HP loop) necessita
di un ulteriore compressore per il pompaggio dei gas combusti che si traduce in un incremento della
flessibilità di tale sistema ma anche in un consistente incremento dei costi [49].
4.2.3 Sistema ibrido (HP+LP loop)
In definitiva analizzando i sistemi HP e LP EGR si può osservare che il primo è più vantaggioso ai
bassi carichi e per percentuali ridotte di gas ricircolati mentre il secondo è più efficiente per valori
elevati coppia motrice ed elevate percentuali di EGR. Si è pensato quindi di accoppiare i due sistemi
(Fig.66) per ottenere il massimo delle prestazioni su tutto il range di funzionamento del motore.
124
Fig.66 Schema del sistema EGR ibrido.
La presenza di due sistemi ovviamente determina una maggiore flessibilità nella gestione dell'EGR.
Quando il veicolo non sta accelerando si preferisce usare solo l'HP loop e solo nel caso in cui risulti
essere insufficiente si ricorre all'utilizzo del LP loop, evitando in questo modo l'uso della valvola a
farfalla. Quando il veicolo sta accelerando, la valvola del ramo EGR ad alta pressione viene chiusa per
massimizzare il flusso attraverso la turbina, migliorando la risposta del motore durante i transitori.
Attraverso una giusta calibrazione dei tempi di chiusura della valvola dell'HP EGR e di apertura della
valvola del LP EGR è possibile fornire una quantità consistente di EGR durante tutto il transitorio
anche a carichi elevati evitando i ritardi caratteristici del sistema LP EGR in termini di gas di ricircolo.
Il sistema ibrido ingloba due sottosistemi: di conseguenza sia i costi che gli ingombri sono maggiori
sia del LP che dell'HP presi singolarmente ed il sistema di controllo risulta essere più complesso [49].
4.2.4 Sovralimentazione nei motori forniti di sistema EGR
Come già visto, le caratteristiche relative alla regolazione della sovralimentazione sono strettamente
legate alla tipologia di EGR adottata. La complessità di progettazione e gestione del sistema di
sovralimentazione a due stadi e del sistema ibrido EGR porta oggi ad escludere l’installazione di
entrambe le tecnologie sullo stesso motore. Invece, il sistema EGR ibrido accoppiato alla
sovralimentazione con turbogruppo avente una turbina a geometria variabile rappresenta un caso tipico
e probabilmente il più complesso e completo da analizzare. La regolazione può essere effettuata
agendo su tre parametri principali: la sezione utile di passaggio della VTG, l'uso di uno o dell'altro
ramo di ricircolo dei gas di scarico ed infine il grado di refrigerazione impostato sullo scambiatore di
125
calore del ramo EGR a bassa pressione. In Fig.67 è illustrato qualitativamene l'effetto di questi
parametri sulla sovralimentazione
Fig.67 Influenza della VGT, della refrigerazione e della variazione da LP ad HP loop sul
compressore.
Se fissiamo il grado di EGR e incrementiamo la percentuale di gas di ricircolo fatta fluire attraverso il
ramo a bassa pressione la potenza fornita alla turbina e quindi al compressore aumenta ossia ci
spostiamo verso destra sulla mappa del compressore. Riducendo la sezione di passaggio della turbina
aumentiamo la contropressione allo scarico e quindi, a parità di portata elaborata, abbiamo un
incremento della potenza fornita al compressore e della pressione di sovralimentazione che si traduce
in maggiore aria aspirata dai cilindri e quindi in un incremento della portata che effluisce attraverso la
turbina: in definitiva restringere la sezione di passaggio della turbina porta ad un incremento sia del
rapporto di compressione sia della portata. Infine la refrigerazione dei gas di ricircolo determina un
abbassamento della temperatura della carica entrante nel compressore ossia una riduzione della portata
corretta ed un aumento della densità dei gas di ricircolo che permette di introdurre nel motore la stessa
portata del caso in cui è assente lo scambiatore di calore con un rapporto di compressione minore
raggiunto tramite l'apertura della sezione di passaggio della VTG. La regolazione della
sovralimentazione avviene in base alle condizioni di marcia del veicolo in riferimento a due parametri
principali: il coefficiente di riempimento del cilindro ed il consumo specifico del motore (BSFC).
Ai medi regimi (2000-2500 giri/min) ed ai bassi carichi del motore si fa ricorso all'uso del ramo EGR
ad alta pressione. Nel caso si richieda potenza per un'eventuale accelerazione si procede alla chiusura
126
della sezione di passaggio della turbina per aumentare il grado di sovralimentazione. Se questo non
fosse sufficiente a raggiungere la coppia desiderata o non fosse possibile per il rischio del superamento
della linea di pompaggio si può procedere all'utilizzo del ramo EGR a bassa pressione che però
determina un temporaneo incremento degli NOx allo scarico. Nel caso in cui sia richiesta un'elevata
quantità di EGR, per velocità di rotazione dell'albero motore medio-basse, se stiamo utilizzando il
ramo EGR ad alta pressione il punto di funzionamento del compressore può trovarsi molto vicino alla
linea di pompaggio (viene aspirata poca aria) e quindi non è possibile chiudere molto la sezione di
passaggio della turbina. Quindi il compressore funziona nella parte bassa della mappa (Fig.68 (a)). In
questo caso l'introduzione di una maggiore quantità di carica fresca nel motore dettata dall'uso del
sistema LP EGR migliora notevolmente il processo di combustione e riduce il consumo specifico
contrastando l'effetto delle incrementate perdite per pompaggio legate all'uso del sistema LP EGR
piuttosto che dell'HP EGR [4]
Per regimi medi e carichi medio-alti del motore si trovano gli stessi risultati del caso appena
esaminato: l'uso del LP EGR determina maggiori perdite per pompaggio ma nel complesso il
miglioramento del coefficiente di riempimento può portare alla riduzione del consumo specifico
rispetto all'HP EGR (Fig.68 (b)) [4]. Infine, nel caso in cui siamo in condizioni di elevate velocità di
rotazione dell'albero motore e con valori di coppia altrettanto elevati le perdite per pompaggio
assumono un peso notevole nella riduzione dei rendimenti; quindi in questo caso si preferisce far
ricorso al sistema HP EGR (Fig.68 (c)) [4].
127
Fig.68 Variazione del consumo specifico del motore e delle condizioni operative del compressore per
differenti condizioni di funzionamento di un motore provvisto del sistema EGR ibrido.
128
4.3 Configurazioni del sistema di post-trattamento
I dispositivi dediti al post-trattamento dei gas di scarico hanno la sola funzione specifica di
abbattimento delle emissioni. La loro introduzione determina un indesiderato costo aggiuntivo dei
veicoli su cui vengono installati; per ridurre al minimo i costi si sono di volta in volta scelte le
strategie di controllo delle emissioni più appropriate per il superamento delle normativa a cui fa
riferimento il motore progettato. La tendenza è quella di utilizzare le vecchie tecniche di controllo
basate sulla combustione e relativamente poco costose (Engine tech e sistema di ricircolo dei gas
combusti EGR) cercando di limitare il più possibile l’uso dei sistemi di post-trattamento e se possibile
differenziare la strategia in funzione della potenza del motore.
In Fig.69 è riportato uno schema con le strategie di controllo di passata o futura applicazione in
Europa per il superamento dei cicli di prova stabiliti dalle normative antinquinamento con riferimento
agli ossidi di azoto ed al particolato.
Fig.69 Strategie di abbattimento delle emissioni.
Comunque l’introduzione della combustione per accensione per compressione della carica omogenea
(HCCI) potrebbe stravolgere completamente le possibili configurazione previste per gli standard Euro
5 ormai prossimi e i più lontani Euro 6.
129
In funzione del posizionamento dei punti operativi sulla curva di trade-off NOx-PM del motore, sarà
possibile semplificare o addirittura eliminare completamente il sistema di post-trattamento. Facendo
riferimento alle normative US2010 dei motori per veicoli pesanti (Fig.70) il punto di funzionamento
più a sinistra della curva di trade-off richiede il solo DPF. Per il punto operativo più a sinistra potrebbe
essere necessario solo un sistema DeNOx. I punti di funzionamento fra questi estremi possono
richiedere sistemi di post-trattamento sia per NOx che PM ma con minori richieste rispetto ai motori
Diesel convenzionali. Ad esempio, il sistema di post-trattamento per gli NOx può prendere forma in un
catalizzatore di NOx a miscela magra che fornisce un modesto apporto in termini di riduzione degli
NOx invece della trappola per gli NOx o del sistema SCR con elevate prestazioni. Anche se si decide di
introdurre sistemi DPF o SCR, l’intervallo tra una rigenerazione e la successiva è significativamente
più lungo, e nel caso di SCR si ottiene una notevole riduzione dei consumi di urea. La strategia da
adottare dipende come già accennato dai costi e dalle prestazioni desiderate per il motore oltre che
dall’esperienza acquisita dalla casa costruttrice nelle differenti possibili soluzioni.
Fig.70 Esempio di come è possibile rientrare nei limiti imposti dalle normative antinquinamento
spostandosi sulla curva di trade off NOx-PM.
130
4.3.1 Disposizione dei componenti per il trattamento dei
gas combusti allo scarico
La disposizione dei sistemi di post-trattamento è estremamente importante per una elevata efficienza
di abbattimento delle emissioni e dipende sia dalla strategia di controllo adottata sia dai criteri di
gestione del sistema stesso.
Il DPF può essere sottoposto a rigenerazione continua o periodica. Nel primo caso il DPF è posto
direttamente a valle del motore (dopo il catalizzatore). In questo modo i gas combusti possono
mantenere il filtro a temperature sufficientemente elevate, così la rigenerazione necessita di quantità di
energia supplementare piccole o nulle. Nel caso in cui non è possibile disporre il DPF in prossimità del
motore (a monte della turbina), per motivi di protezione della turbina (temperature elevate), questa
metodologia risulta sconveniente per l’elevato costo energetico.
Questo criterio viene generalmente adottato su mezzi pesanti (temperature medie dei gas di scarico
comprese tra 300 e 450 °C).
Le temperature in cui si instaura l’equilibrio tra la produzione e l’accumulo di soot sul filtro dipendono
dal tipo di catalizzazione adottata. In base alle caratteristiche di potenza del motore è possibile fare
riferimento a tre possibili soluzioni (Fig.71):
•
il filtro è ricoperto da una pellicola di catalizzatore che favorisce la trasformazione degli NO a
NO2 ottimi catalizzatore della reazione di combustione del soot
•
il filtro è preceduto dal catalizzatore ossidante che provvede alla formazione di NO2
•
combinazione delle due precedenti soluzioni.
Fig.71 Soluzioni per il post-trattamento del soot.
131
In Tabella 19 sono riportate dei valori caratteristici medi delle temperature di equilibrio determinate
utilizzando i tre metodi precedenti.
Tabella 19
Valori caratteristici delle temperature di equilibrio dei diversi sistemi di abbattimento del soot.
Configurazione
Temperatura di equilibrio
CDPF
280°C
CRT (oxicat + uncatalyzed DPF) 265°C
Oxicat + CDPF
250°C
Generalmente si applica la seconda o la terza soluzione poiché nella maggior parte dei casi è
necessaria la presenza del catalizzatore ossidante per l’abbattimento degli HC e dei CO.
Quando si applica la rigenerazione discontinua il DPF viene installato a valle della turbina e
comunque dopo il DOC. Tale dispositivo può anche non essere presente nel caso in cui non ce ne sia
bisogno per rientrare nei limiti sugli HC e CO e si ricorra all’utilizzo delle post-injection. Il DOC
risulta comunque necessario se le iniezioni di combustibile per la rigenerazione vengono effettuate
tramite un iniettore posto nel condotto di scarico poiché il catalizzatore ossidante permette la
combustione altrimenti impossibile del notevole quantitativo di HC iniettati allo scopo di portare la
temperatura dei gas a circa 600°C. Infatti, anche se più costoso, questo metodo evita l’impingement
delle pareti della camera di combustione conseguente alla post-iniezione accompagnato dal possibile
passaggio di una frazione di combustibile attraverso le fasce elastiche che va a finire nell’olio del
motore (oil dilution).
Come accennato in precedenza la strategia più attraente quando si usa l’SCR considera la calibrazione
del motore per bassi valori del PM, ed utilizza l’SCR per ridurre gli incrementati NOx (Fig.72) .
Fig.72 Strategia di abbattimento delle emissioni di particolato ed NOx con l’uso dell’SCR.
132
In questo modo è possibile anticipare la fasatura dell’iniezione realizzando un notevole miglioramento
del consumo specifico e ridurre notevolmente la CO2 prodotta per unità di lavoro. Tale vantaggio è
ancora più evidente se si considera la possibilità di eliminare il ricircolo dei gas combusti. In base alle
precedenti considerazioni il layout generale di un sistema urea-SCR per motori Diesel e
schematizzabile come in Fig.73.
Fig.73 Layout generale di un motore con sistema SCR.
In alcuni sistemi l’idrolisi dell’urea è promossa ulteriormente da un catalizzatore per idrolisi dedicato
installato a monte del catalizzatore selettivo. Per l’ossidazione del surplus di ammonia che può essere
scaricato dall’SCR è possibile includere un catalizzatore ossidante a valle del sistema anche se questo
comporta la formazione, ovviamente esigua, di ulteriori NO ed N2O.
Uno schema di un sistema commerciale urea-SCR combinato con sistema EGR, lanciato in Giappone
da Nissan, è mostrato in Fig.74. Il sistema è stato installato su un Diesel 13 litri, 6 cilindri.
L’introduzione dell’EGR è stata necessaria per il controllo degli NOx alle basse temperature dei gas di
scarico [53] condizione rilevante per superare la prova stabilita dagli standard JP 2005.
Fig.74 Schema di un sistema urea-SCR combinato con sistema EGR lanciato da Nissan.
133
La conformità all’Euro 6 prevede come possibile soluzione l’affiancamento del DPF all’SCR.
Le due possibili configurazioni sono:
1. DPF + SCR (filtro posizionato a monte dell’SCR)
2. SCR + DPF (filtro posizionato a valle dell’SCR)
Un CDPF posizionato a monte può essere fonte di un livello di NO2 maggiore per migliorare le
prestazioni dell’SCR. Nella posizione a monte, il DPF è anche esposto ai gas con una concentrazione
più elevata di NOx, che migliorano la rigenerazione del filtro. Gli inconvenienti di questa
configurazione includono sia la potenziale esposizione dell’SCR ad elevate temperature durante la
rigenerazione del DPF che possono causare problemi di durata, sia la produzione di una ulteriore
quantità di particolato sotto forma di solfati o nitrati di ammonio che si depositano sul soot. Questa
configurazione è stata proposta per motori pesanti.
Il sistema SCR + DPF è preferibile nelle applicazioni su veicoli leggeri in cui è richiesto un notevole
abbattimento degli NOx durante la partenza a freddo.
Infatti nella posizione a monte l’SCR può riscaldarsi prima e garantire rapidamente dopo l’accensione
del motore un’elevata efficienza di conversione degli NOx.
Per l’Euro 6 è prevista una strategia di controllo delle emissioni in cui si adopera il cosiddetto LeanNOx SCR. La risorsa più attraente per la riduzione degli NOx sono gli idrocarburi incombusti in
camera di combustione. I sistemi che funzionano in tal modo sono detti catalizzatori NOx passivi però
presentano una efficienza di conversione compresa tra 5-15%. L’arricchimento dei gas di scarico con
idrocarburi aggiuntivi rappresenta una soluzione per incrementare l’efficienza di questo dispositivo a
valori compresi tra il 40-60%. Tale arricchimento può essere realizzato in due modi attraverso una
iniezione allo scarico tramite un iniettore aggiuntivo o con una post-iniezione. I catalizzatori
funzionanti in queste condizioni vengono detti attivi. Il concetto di passivo e attivo e le relative
possibili configurazioni sono illustrate in Fig.75.
134
Fig.75 Possibili configurazioni del sistema Lean-NOx SCR.
Un catalizzatore ossidante può essere necessario nella configurazione attiva per ossidare gli
idrocarburi che possono attraversare l’intero Lean-NOx SCR.
Un’area importante dell’ottimizzazione di questo catalizzatore per NOx è correlata con l’allargamento
del campo di temperature dei gas combusti che li attraversano. Dividendo il catalizzatore in due
(DUAL Catalyst System) e allocandoli in diverse posizioni si può estendere il range di temperature a
cui si portano gli HC-SCR. Questo concetto è stato sviluppato da Daimler e Degussa per un veicolo
leggero [54]. È stato introdotto un bypass che serve a derivare parte dei gas di scarico prima del
catalizzatore HC-SCR funzionante a temperature più elevate soprattutto per evitare che le reazioni non
selettive di combustione diretta degli HC riducano consistentemente il quantitativo che rimane per il
secondo catalizzatore HC-SCR. Questa parte di combustibile è reintrodotta a monte del secondo
catalizzatore Lean-NOx. Il sistema Dual Catalyst provvisto di bypass è stato commercializzato per un
breve periodo di tempo sulla Mercedes classe C.
Un ulteriore ampliamento del range di temperature di funzionamento, in particolare per il ciclo
europeo NEDC, è possibile attraverso l’introduzione di scambiatori di calore (Fig.76) per i tratti di
guida caratterizzati da temperature elevate dei gas di scarico [55].
135
Fig.76 Layout con scambiatore di calore.
Il primo catalizzatore reduce gli NOx durante il ciclo urbano, il secondo in quello extraurbano.
L’introduzione dei catalizzatori ad adsorbimento di NOx non è prevista fra le strategie di controllo
delle emissioni in Europa. Comunque è interessante studiare le implicazioni che determinano nel
layout del sistema di post-trattamento e alcune interessanti combinazioni con gli altri sistemi di
trattamento dei gas combusti allo scarico di possibile futura applicazione anche in Europa.
L’efficienza di conversione di tali dispositivi può essere compromessa facilmente dal processo di
avvelenamento per lo zolfo presente nel gasolio. Una strategia per il rilascio dello zolfo dai siti attivi
(Fig.77) consiste nell’introduzione a monte del catalizzatore per NOx di un catalizzatore ossidante per
gli HC che serve a bruciare il combustibile introdotto ad esempio con una post-iniezione per portare le
temperatura in ingresso al NOx-adsorber a circa 700°C (temperatura di rilascio dei composti dello
zolfo) senza dover operare in condizioni di massima potenza del motore [56].
Fig.77 Strategia per l’eliminazione dello zolfo negli NOx-adsorber.
In alternativa può essere introdotta una trappola per lo zolfo che comunque necessita di rigenerazioni
periodiche (Fig.78).
Fig.78 Configurazione con trappola per lo zolfo
136
Un sistema compatto ed elegante, che combina il catalizzatore ad adsorbimento col DPF è stato
sviluppato da Toyota e denominato sistema Diesel Particulate-NOx Reduction o DPNR [57].
Il DPNR utilizza un filtro antiparticolato con substrato in cordierite rivestito con il catalizzatore ad
assorbimento di NOx.
Il sistema adsorbe e riduce gli NOx attraverso il funzionamento convenzionale dell’NOx adsorber con
un ciclo che alterna una miscela ricca ed una magra. Il particolato che si deposita è continuamente
bruciato sul catalizzatore al platino come nel CDPF. Uno schema del DPNR è riportato in Fig.79. Il
blocco NOx adsorber/DPF è installato a valle del turbogruppo. Il DPNR è seguito da un catalizzatore
ossidante, che rimuove le emissioni di HC che possono attraversare il catalizzatore degli NOx durante
la rigenerazione.
Fig.79 Schema del sistema DPNR.
La rigenerazione nel filtro è controllata attraverso il rapporto aria/combustibile che influenza la
temperatura del catalizzatore attraverso la temperatura sia dei gas di scarico sia del catalizzatore
dovuta all’ossidazione degli HC.
Il controllo del rapporto A/F include tre meccanismi:
•
combustione a basse temperature (elevato EGR + tempo di iniezione ritardato + parziale chiusura
della valvola a farfalla)
•
post-iniezioni nel cilindro
•
iniezioni nei condotti di scarico
137
La combinazione dei meccanismi di controllo dipende dal punto di funzionamento del motore e dal
sistema DPNR. Ad esempio, sono richieste temperature più elevate per forzare l’ossidazione del PM
se il filtro è sovraccarico di soot.
É stato scoperto che le pulsazioni di miscela ricca migliorano l’ossidazione del PM, rendendo così
possibile il controllo della rigenerazione del filtro in un più ampio spettro di condizioni operative. Il
fenomeno di miglioramento della rigenerazione relativo ai filtri catalizzati convenzionali non è ancora
interamente compreso, ma può essere attribuito alla combinazione di alcuni meccanismi:
•
Il diossido di azoto, che è un prodotto intermedio nel processo di adsorbimento degli NOx in
condizioni di miscela povera è ben noto per le sue caratteristiche di catalizzatore nella
rigenerazione del DPF.
•
I ricercatori Toyota hanno scoperto che specie attive dell’ossigeno che si formano durante
l’adsorbimento degli NOx o la rigenerazione con miscela ricca sono molto efficaci per
l’ossidazione del soot.
Il soot che si può accumulare durante il funzionamento ad elevati carichi nei filtri convenzionali è
soggetto a crescita delle particelle e collasso della sua struttura microporosa, effetti che portano ad un
rallentamento della velocità di ossidazione. Invece con il DPNR il soot si accumula maggiormente
nelle fasi a medio e basso carico.
Una delle prime applicazioni di massa dei catalizzatori ad adsorbimento è stato il modello di pickup
Dodge Ram dell’anno 2007 [58]. Il sistema di post-trattamento è illustrato in Fig.80. Questo include
un DOC, un catalizzatore NOX ad adsorbimento ed un CDPF.
Fig.80 Schema del sistema di post-trattamento nel modello Dodge Ram del 2007
138
Se si fa riferimento all’applicazione pesante il catalizzatore ad adsorbimento è posto a valle del DPF
per le stesse motivazioni viste per l’SCR.
Le emissioni di ammoniaca prodotte durante la rigenerazione dell’NOx adsorber possono essere
accumulate sullo strato ricoprente di un sistema SCR a valle, ed utilizzate per ridurre le emissioni di
NOx che passano attraverso il catalizzatore adsorbente. Quindi questa configurazione, in aggiunta al
miglioramento delle capacità di conversione degli NOx, può risolvere il problema delle emissioni
secondarie di NH3. In più, il sistema SCR permette l’eliminazione delle emissioni di H2S, che si
formano durante l’eliminazione dello zolfo dal catalizzatore adsorbente. Catalizzatori SCR ricoperti
con Vanadio possono ossidare anche gli idrocarburi incombusti in condizioni di miscela ricca sllo
scarico. Il sistema può anche mostrare caratteristiche di invecchiamento favorevoli se comparate con il
solo catalizzatore adsorbente. Allo stesso modo in cui le prestazioni del NOx adsorber deteriorano
gradualmente dopo ripetuti processi di eliminazione dello zolfo, così si riduce la selettività verso gli
N2, con il risultato di un incremento nella formazione di NH3. Questo permette di ridurre più NOx
attraverso l’SCR, che può parzialmente compensare le perdite prestazionali dell’NOx adsorber.
Il modello E320 Mercedes-Benz Bluetec (Fig.81) è stato il primo veicolo ad utilizzare un sistema
combinato NOx adsorber/SCR (2006). Un catalizzatore ossidante ed un NOx adsorber installati in
prossimità del motore sono seguiti dal filtro per il articolato e dal catalizzatore SCR.
Fig.81 Schema del sistema di post-trattamento nel modello E320 Mercedes-Benz Bluetec
I ricercatori Honda hanno mostrato che la funzionalità dell’NOx adsorber e del catalizzatore SCR
possono essere combinate in un unico convertitore [59]. La copertura del catalizzatore è composta da
due strati. Quello sottostante è uno strato adsorbente di NOx in Pt e Cerio che produce NH3 durante la
139
rigenerazione. Lo strato sovrastante è un catalizzatore selettivo (SCR) in zeolite che presenta notevole
capacità per l’accumulo di ammoniaca. L’uso di un NOx adsorber al Cerio permette un miglior
comportamento alle basse temperature. Il range di temperature del catalizzatore è 150-400 °C, ottimo
per applicazione su veicoli leggeri.
Sistemi basati sul concetto NOx adsorber + SCR sono stati sviluppati anche per applicazioni pesanti,
da fornitori come Delphi [60] o Eaton [61][62]. Entrambe i sistemi includono un reformer per produrre
idrogeno dal gasolio, ma hanno architetture differenti. Nell’approccio della Eaton, tutti i componenti
sono installati in linea (reformer + NOx adsorber + DPF + SCR). In quello Delphi, un sistema di
valvole è usato per il by-pass dei gas combusti a monte dell’NOx adsorber durante la fase di
rigenerazione. In condizioni di prova stazionarie, il catalizzatore ad adsorbimento nel sistema Delphi
ha dimostrato una riduzione degli NOx dal 71% all’87%, in dipendenza del ciclo di prova, seguita da
una riduzione aggiuntiva nel catalizzatore selettivo che va dal 14% al 6% sui corrispettivi test.
140
5 Modellistica di simulazione
Il mercato del Diesel, florido fino a pochi anni fa, ha suscitato l’interesse di molte case produttrici che
hanno investito ingenti risorse in questo settore divenuto estremamente concorrenziale. Quindi La
recente crisi del mercato del Diesel, introdotta dalla diffusione di nuovi combustibili nei motori ad
accensione comandata e rimarcata dal declino dell’intero settore automobilistico in seguito al crollo
delle borse a livello mondiale, deve essere fronteggiata o con una riduzione dei livelli produttivi
tagliando via del personale o attraverso un miglioramento dei processi di progettazione e produzione e
con l’introduzione di nuove tecnologie motoristiche che tengano alto l’interesse verso le vetture a
gasolio.
Ogni processo di sviluppo deve essere ottimizzato: nel campo della progettazione questo si traduce in
un miglioramento delle prestazioni della vettura che deve essere venduta a prezzi contenuti secondo
quanto richiesto dagli acquirenti e soprattutto deve rispettare i limiti antinquinamento imposti dalle
normative. Gli strumenti per l’ottimizzazione sono la sperimentazione e la simulazione. La
sperimentazione rappresenta ancora in campo motoristico il mezzo più diffuso per la progettazione e la
calibrazione del motore. Questo processo si divide in quattro fasi principali che possono essere
ripetute a seconda del grado di ottimizzazione che si vuole raggiungere: studio e sviluppo del motore,
prova al banco, prova su veicolo al banco a rulli, prova su strada. Attraverso queste quattro fasi il
motore viene sviluppato e calibrato per il raggiungimento delle prestazioni richieste dal cliente e
rientrare nei limiti imposti dal ciclo guida della normativa antinquinamento di interesse. Un’errata
analisi del funzionamento del motore durante una fase determina un maggior lavoro di calibrazione in
quella successiva e si traduce in un incremento dei tempi e costi di progettazione e nel raggiungimento
di una configurazione non ottimizzata. Però gli elevati costi ed i tempi di analisi relativamente lunghi
legati alla sempre crescente complessità dei sistemi motore ha spinto allo sviluppo di metodi numerici
appropriati per un’analisi rapida ed efficace.
La fluidodinamica computazionale rappresenta uno strumento con notevoli potenzialità in molti campi
di ricerca permettendo uno studio tridimensionale del dominio di calcolo. Purtroppo le notevoli
141
dimensioni del dominio di un odierno sistema motore non si conciliano con i tempi di calcolo della
fluidodinamica computazionale. Infatti per procedere ad un’analisi numerica dell’intero sistema
motore si ricorre generalmente all’ausilio dei codici quasi unidimensionali: i condotti vengono studiati
con un approccio unidimensionale permettendo lo studio degli effetti delle onde di pressione e
depressione che li attraversano mentre gli altri componenti vengono modellati con una
schematizzazione zero-dimensionale. In questo modo i tempi di calcolo sono notevolmente ridotti ed è
possibile effettuare uno studio di tutto il sistema motore con costi esigui.
L’evoluzione dei motori, soprattutto negli ultimi anni, è strettamente legata all’introduzione di nuovi
sistemi e criteri funzionali. In molti casi i modelli unidimensionali o zerodimensionali esistenti non si
adattano a predire correttamente il comportamento di tali tecnologie ed è necessario quindi crearne di
nuovi o perfezionare quelli esistenti per effettuare delle simulazioni che forniscano risultati predittivi
ed accurati.
L’introduzione su larga scala dei sistemi altamente efficienti di post-trattamento dei gas di scarico dei
motori Diesel sembra essere necessaria per la simultanea conformità verso gli standard sulle emissioni
che entreranno in vigore negli stati Uniti, in Europa, ed in Giappone nei prossimi anni.
Per il corretto funzionamento di alcune tipologie di catalizzatori e filtri è prevista la periodica
rigenerazione che richiede un notevole incremento della temperatura dei gas di scarico che
attraversano tali dispositivi. Una strategia ampiamente adottata per la rigenerazione prevede il
funzionamento del motore a bassi regimi e l’iniezione di una corretta quantità di combustibile
aggiuntivo, introdotto in camera di combustione o nei condotti di scarico, che brucia attraverso il
catalizzatore ossidante determinando il riscaldamento dei gas combusti necessario ad avviare la
rigenerazione. L’installazione di un iniettore aggiuntivo nei condotti di scarico e del relativo sistema di
iniezione è sicuramente più costosa della soluzione che prevede la post-iniezione in camera di
combustione. Comunque l’iniezione nei condotti di scarico è sempre più utilizzata poichè evita il
fenomeno indesiderato della diluizione dell’olio con il gasolio che riesce ad attraversare le fasce
elastiche durante le post-iniezioni ed è al momento l’oggetto di ricerca, ottimizzazione e sviluppo di
molte aziende nel campo automotive.
142
Una problematica importante risiede nell’ottimizzazione della geometria e del posizionamento
dell’iniettore che devono permettere la completa evaporazione del combustibile iniettato prima di
attraversare il catalizzatore ossidante che altrimenti potrebbe saturarsi determinando un incremento
delle perdite di carico annesse ed una riduzione dell’efficienza di conversione con conseguente
aumento del consumo di combustibile e delle emissioni per idrocarburi incombusti.
In questo ambito la fluidodinamica computazionale rappresenta uno strumento di analisi di notevole
supporto per l’industria ma risulta troppo dispendiosa in termini di tempi di calcolo per
l’ottimizzazione del sistema in esame che invece può essere effettuata previo studio tramite un
modello unidimensionale come quello proposto in questo lavoro di tesi. Il modello descrive in maniera
semplificata il processo di evaporazione, e gli effetti del trasporto dei gas di scarico. Purtroppo non è
stato ancora possibile effettuare una procedura di validazione di tale modello a causa della mancanza
di dati sperimentali. Comunque, per una possibile applicazione e validazione futura, tale modello è
stato riportato nel paragrafo 5.2. Sicuramente più sentite sono al momento le problematiche relative
l’accoppiamento tra i complessi sistemi di sovralimentazione ed i motori nelle vetture di ultima
generazione. I codici quasi 1-D si prestano molto bene a simulare il comportamento del turbogruppo
nelle differenti condizioni di funzionamento del motore, che invece è difficile prevedere con modelli
teorici zerodimensionali e richiede tempi di calcolo eccessivi per la fluidodinamica computazionale.
Nei codici 1-D il metodo più accurato di predizione delle prestazioni del turbogruppo fa uso delle
curve caratteristiche del compressore e della turbina. Nei motori di ultima generazione il compressore
e la turbina possono funzionare in condizioni critiche molto lontane da quelle di progetto.
Sfortunatamente, i dati sperimentali che si riferiscono a questo campo di funzionamento spesso non
sono disponibili a causa delle difficoltà e dei costi associati alle prove da effettuare in queste
condizioni [63][65]. L’esigenza di conoscere l’intero campo di funzionamento del turbogruppo è la
motivazione che sta alla base della consistente mole di metodi numerici per l’estrapolazione delle
mappe relative al turbogruppo.
Lo scopo di questo lavoro di ricerca è di trovare dei modelli di estrapolazione delle mappe del
compressore e delle turbina che siano adatti per poter essere applicati nei contesti che prevedono
l’utilizzo dei codici quasi uni-dimensionali. Generalmente i costruttori di turbo gruppi non forniscono
143
la geometria dettagliata della turbina e del compressore: quindi è importante che questi modelli di
estrapolazione facciano uso solo delle caratteristiche geometriche principali del compressore e della
turbina, ovviamente mantenendo delle buone capacità predittive. Questi modelli sono stati validati
attraverso delle simulazioni con un codice quasi 1-D di alcuni punti di funzionamento critici di un
motore Diesel provvisto di VGT come descritto nel prossimo capitolo. Per poter procedere nella
simulazione si è scelto di adottare il codice commerciale BOOST AVL.
Di seguito verranno descritti i modelli numerici di maggiore rilevanza implementati nel software
commerciale BOOST AVL [66], che si è scelto di utilizzare per le simulazioni 1D, poichè
rappresentativi della vastissima casistica di approcci alla modellazione dei componenti motoristici per
i codici 1D disponibili allo stato dell’arte. In seguito verranno esaminati i modelli più interessanti di
estrapolazione delle mappe del turbogruppo presenti in letteratura e quindi verranno riportati i modelli
proposti in questo lavoro di ricerca. Infine verrà descritto il modello proposto di previsione
dell’evoluzione dello spray nei condotti di scarico.
5.1 Stato dell’arte
Per simulare un sistema motore è necessario capire quali sono le equazioni che regolano il
funzionamento dei singoli componenti e come queste vengono modellate e risolte numericamente.
5.1.1
Il cilindro
Le grandezze termofluidodinamiche di interesse all’interno di un cilindro durante il ciclo vengono
calcolate tramite la prima equazione della termodinamica che rappresenta un bilancio delle energie che
entrano in gioco nel sistema di controllo (Fig.82). Nel caso del cilindro possiamo distinguere una fase
a valvole chiuse ed una a valvole aperte. Nel primo caso che rappresenta la parte del ciclo ad elevata
pressione la prima equazione della termodinamica si presenta in questo modo:
d (mc ⋅ ui )
dV dQF
dQ
dmBB
= − pc ⋅
+
− ∑ w − hBB ⋅
dθ
dθ
dθ
dθ
dθ
(30)
144
In cui mc è la massa nel cilindro, ui è l’energia interna specifica, pc è la pressione nel cilindro, V è il
volume del cilindro, Qw è il calore scambiato a parete, QF è il calore introdotto per combustione, θ è
l’angolo di manovella, mBB è la massa che esce dal cilindro per fughe.
Fig.82 Equilibrio energetico nel pistone a valvole chiuse
La variazione dell’energia interna del fluido nel cilindro (primo membro dell’equazione) è uguale alla
somma del lavoro fatto dal pistone, del calore ceduto dal combustibile, del calore scambiato con le
pareti della camera di combustione, e delle perdite dovute a fughe.
Quello visto è l’approccio più semplificato cioè a singola zona ossia si assume la presenza di un unico
fluido all’interno della camera di combustione. Esistono comunque altre schematizzazioni più
complesse dette a più zone (multi-zone). Ad esempio, nei modelli due zone viene eliminata l’ipotesi
che la miscela bruciata abbia la stessa temperatura di quella non bruciata (two-zone) e quindi la prima
equazione della termodinamica assume una forma diversa nelle due zone:
d (mb ⋅ ui , b )
dθ
= − pc ⋅
d (mu ⋅ ui ,u )
dθ
dmBB , b
dVb dQF
dQ
dmb
+
− ∑ wb + hu
− hBB , b ⋅
dθ
dθ
dθ
dθ
dθ
(31)
dmBB ,u
dVu
dQ
dmb
− ∑ wu − hu
− hBB ,u ⋅
dθ
dθ
dθ
dθ
(32)
= − pc ⋅
in cui è introdotto un termine di scambio di energia tra le due zone per il passaggio di parte della
carica fresca a prodotti della combustione. Lo scambio termico tra le due zone non viene generalmente
145
considerato. Inoltre la somma dei volumi delle due zone deve essere uguale a quella istantanea
spazzata dal cilindro.
Durante la fase in cui le valvole di aspirazione o scarico sono aperte (Fig.83) l’equazione di
conservazione dell’energia diventa:
d (mc ⋅ ui )
dV
dQ
dm
dm
= − pc ⋅
− ∑ w + ∑ i ⋅ hi − ∑ e ⋅ he
dθ
dθ
dθ
dθ
dθ
(33)
In cui mi è la massa entrante nel cilindro, me è la massa uscente dal cilindro, hi è l’entalpia della massa
in ingresso, he è l’entalpia della massa uscente.
Fig.83 Equilibrio energetico nel pistone a valvole aperte
La variazione della massa nel cilindro può essere calcolata dalla somma delle masse uscenti ed
entranti attraverso le valvole:
dmc
dm
dm
=∑ i −∑ e
dθ
dθ
dθ
(34)
Per la risoluzione della prima equazione della termodinamica sono richiesti modelli di combustione, di
trasferimento di calore attraverso le pareti, delle perdite per trafilamento e dello scambio di massa
attraverso le valvole. L’equazione di stato chiude il sistema che permette di definire le relazioni che
legano temperatura, pressione e densità:
pc =
1
⋅ mc ⋅ Ro ⋅ Tc
V
(35)
146
5.1.1.1 Modelli di combustione
La combustione in un motore è un processo estremamente complesso; anche la fluidodinamica
computazionale non è oggi in grado di fornire risultati accurati sullo stato termodinamico e chimico in
un cilindro durante la combustione. Quindi in una simulazione 1D tale processo è modellato attraverso
dati sperimentali o correlazioni empiriche in quantità che dipendono dalla complessità del modello
adottato. Di seguito verranno analizzati alcuni fra i modelli di combustione più significativi in
riferimento ai motori ad accensione per compressione.
L’approccio più semplice per modellare il processo di combustione consiste nel fornire l’andamento
del rilascio termico nel ciclo. Conoscendo anche la quantità complessiva di energia rilasciata
determinata dalla quantità di carburante iniettata a ciclo o dal rapporto aria/combustibile, è possibile
calcolare il calore rilasciato ad ogni angolo di manovella. La funzione di distribuzione del rilascio
termico può essere ricavata da una mappa di valori che relazionano il rilascio termico all’angolo di
manovella oppure tramite l’impostazione di alcuni coefficienti della funzione di Vibe (modello Vibe):
dX b
a
= V ⋅ (M + 1) ⋅ yvM ⋅ e − aV ⋅ y v (M +1)
dθ
∆θ b
(36)
Fig.84 Effetto del parametro di forma sul rilascio termico descritto dalla funzione di Vibe
147
In cui Xb è la frazione di carburante bruciato, ∆θb è la durata totale della combustione in gradi di
manovella, M è il parametro di forma (vedi Fig.84), aV è il parametro di Vibe da impostare pari a 6,9
per una combustione completa, ed yv definito come di seguito:
yv =
θ − θ st
∆θ b
(37)
In cui θst è l’inizio della combustione.
Per ottenere l’andamento del rilascio termico tipico dei motori Diesel con un picco caratteristico della
prima fase di combustione premiscelata e di un secondo rilascio termico più lento della fase diffusiva è
possibile usare una funzione somma di due funzioni di Vibe. Il modello Vibe come visto non tiene
conto della fisica del sistema di combustione ed iniezione e pertanto richiede un notevole sforzo di
messa a punto prima di poter essere utilizzato con un sufficiente grado di confidenza.
5.1.1.1.1 Mixture Controlled Combustion
Il modello a combustione controllata dalla miscela [67],[68] (Mixture Controlled Combustion)
permette di predire le caratteristiche della combustione dei motori ad accensione comandata ad
iniezione diretta con maggiore accuratezza rispetto al modello Vibe in ogni condizione di
funzionamento e senza dover ricorrere ad una mole di dati sperimentali troppo elevata. Infatti tale
modello è basato sula fisica del processo di combustione convenzionale in un motore Diesel anche se
con un approccio notevolmente semplificativo e approssimativo del fenomeno reale. Si ipotizza che il
rilascio di calore sia controllato dalla quantità di carburante disponibile e dalla densità di energia
cinetica turbolenta:


 C ⋅ kE 
2 3

Qcu  
V 
⋅e

dQcu
= C1 ⋅  mF −
dθ
H i 

(38)
In cui Qcu è il rilascio di calore cumulativo, C sono le costanti del modello, mF è la massa di carburante
iniettato, Hi è il potere calorifico inferiore, V il volume del cilindro istantaneo e kE la densità locale di
energia cinetica turbolenta.
148
Se si considera ancora che il contributo fornito dai moti forzati della carica (squish e swirl) all’energia
cinetica è relativamente piccolo, si può tenere in considerazione solo l’apporto di energia cinetica
fornita dal getto di combustibile alla carica secondo la seguente relazione:
dEkin , F
dθ
2
 n 
= 18ρ F ⋅   ⋅ c F3
 ζA 
(39)
In cui ζΑ è l’area effettiva dei fori del polverizzatore, ρF è la densità del carburante, cF è la velocità
di iniezione ed n la velocità di rotazione del motore. Per il calcolo del livello di energia cinetica
istantaneo bisogna tenere in considerazione anche la dissipazione considerata proporzionale
all’energia cinetica:
dEkin , F , diss
dθ
=
dEkin, F
dθ
−
Cdiss
Ekin, F , diss
6n
(40)
In cui CDiss è una costante, Ekin,F,diss è l’energia cinetica del getto che tiene conto della dissipazione.
Con l’ossidazione l’energia cinetica del getto è trasferita ai gas combusti. Quindi solo l’energia
cinetica del combustibile non bruciato può essere utilizzata per la preparazione della miscela. La
densità di energia cinetica turbolenta locale kE è data da:
k E = CTurb
Ekin, F , diss
mF + ma
(41)
In cui CTurb è la costante di generazione della turbolenza ed mF è la quantità di carburante iniettata.
5.1.1.1.2 Target Pressure Curve
Generalmente il modello di combustione permette di calcolare la velocità di rilascio del calore. In
funzione di questa possono essere calcolate la pressione, la temperatura e le frazioni in massa delle
differenti specie. Comunque è possibile procedere in maniera inversa e determinare la velocità di
rilascio del calore corrispondente ad una curva di pressione interno cilindro. In questo modo è
possibile determinare alcuni parametri di interesse relativi alle condizioni termodinamiche all’interno
della camera di combustione per ogni angolo di manovella. La massa calcolata aspirata dai cilindri
dipende dalle condizioni di pressione calcolate all’aspirazione non corrisponde con quella calcolata
149
utilizzando i valori della curva di pressione da noi fornita. Pertanto per assicurare uno stato
termodinamico consistente all’inizio del ciclo ad alta pressione è possibile agire in tre modi [69] :
•
traslare la curva di pressione sperimentale: si utilizzano i valori di pressione, temperatura e massa
aspirata calcolati all’aspirazione
•
modificare la massa in ingresso nel cilindro lasciando invariata la temperatura calcolata
all’aspirazione affinchè il valore di pressione calcolato e quello da noi fornito combacino.
•
modificare il valore di temperatura all’aspirazione lasciando invariata la portata calcolata affinchè
il valore di pressione calcolato e quello da noi fornito combacino.
5.1.1.2 Portata attraverso le valvole
La portata attraverso le valvole è calcolata dalle equazioni per un flusso isoentropico attraverso un
orifizio
G = Aeff ⋅ po1 ⋅
2
⋅Ψ
R ⋅ To1
(42)
In cui al primo membro abbiamo la portata ed al secondo Aeff rappresenta l’area di passaggio effettiva
della valvola, po1 è la pressione totale a monte, R è la costante del gas, To1 è la temperatura totale a
monte e Ψ in un flusso subsonico è:
Ψ=
2
k +1 

k
 p2  k  p2  k 
 −

⋅ 
p  
k − 1  po1 
 o1  


(43)
Con p2 pressione statica a valle e κ il rapporto dei calori specifici; mentre in un flusso sonico:
1
Ψ = Ψmax
k
 2  k −1
=
⋅

k +1
 k + 1
(44)
L’area di passaggio effettiva può essere calcolata così:
Aeff = ζ ⋅
d v2,in ⋅ π
4
(45)
150
Con ζ coefficiente di efflusso della valvola in riferimento alla sezione del tubo collegato e dv,in
diametro interno della sede valvola (Fig.85).
Fig.85 Geometria valvola
5.1.1.3 Trasferimento di calore
Lo scambio termico con le pareti della camera di combustione è calcolato come:
q w,in = α s , w ⋅ (Tc − Tw )
(46)
In cui qw,in è il flusso termico a parete per unità di area, αs,w è il coefficiente di scambio termico, Tc è la
temperatura del gas nel cilindro e Tw la temperatura della parete. Esistono differenti modelli per il
calcolo del coefficiente di scambio termico istantaneo: il modello Woschni che prevede l’uso di due
equazioni differenti a seconda che il motore funzioni a carichi bassi o alti nella fase ad elevata
pressione e una terza per la fase a valvole aperte; il modello hohenberg caratterizzato dall’uso di
un’unica equazione; il modello AVL 2000 che si rifà a quello Woschni con aggiustamenti
dell’equazione relativa alla fase a valvole aperte. È’ possibile impostare la temperatura a parete o
ricavarla istantaneamente risolvendo l’equazione dello scambio termico 1D attraverso le pareti della
camera di combustione
dTw
λ d 2Tw
=
⋅
ρ w c dx 2
dt
(47)
con le seguenti condizioni al contorno in aggiunta:
q w = −λ
dT
dx
(48)
151
q w, ext = α s , ext ⋅ (Tw, ext − TCM )
(49)
In cui T è la temperatura locale della parete, λ è la conducibilità termica del materiale della parete, ρω
è la densità del materiale della parete, c è il calore specifico del materiale della parete, qw è il flusso
termico medio per unità di superficie attraverso la parete e qw,est è il flusso termico per unità di
superficie al fluido refrigerante, αs,ext il coefficiente di scambio termico esterno Tw,ext la temperatura
della parete esterna della camera di combustione e TCM la temperatura del fluido refrigerante.
5.1.1.4 Trafilamenti nel cilindro
I trafilamenti attraverso le fasce elastiche del cilindro vengono calcolati facendo riferimento alla
equazione di portata attraverso un orifizio utilizzando la seguente equazione per determinare il valore
dell’area effettiva di passaggio:
Aeff = d ⋅ π ⋅ δ
(50)
In cui d è l’alesaggio e δ è il gioco medio tra le fasce elastiche e la loro sede.
5.1.2 Condotti
Il flusso attraverso i condotti è risolto tramite le equazioni di conservazione della massa, della quantità
di moto e dell’energia:
∂ρ
∂ (ρ ⋅ c )
1 dA
=−
− ρ ⋅c⋅ ⋅
∂t
∂x
A dx
(
)
(51)
∂ (ρ ⋅ c )
1 dA Fw
∂ ρ ⋅ c2 + p
=−
− ρ ⋅ c2 ⋅ ⋅
−
∂t
∂x
A dx V
(52)
∂E
∂[c ⋅ (E + p )]
1 dA Q& w
=−
− c ⋅ (E + p ) ⋅ ⋅
+
∂t
∂x
A dx
V
(53)
In cui x è la coordinata lungo l’asse del condotto, A è la sezione di passaggio, Fw è la forza di attrito a
parete, V è il volume dell’elemento infinitesimo, E è l’energia totale del gas (somma dell’energia
interna e dell’energia cinetica) per unità di volume.
Le perdite per attrito con la parete possono essere determinate tramite l’equazione:
152
Fw
f
=
⋅ρ ⋅c⋅ c
V
2⋅d
(54)
In cui f è il coefficiente di attrito e d è il diametro del condotto.
Attraverso l’analogia di Reynolds è possibile calcolare lo scambio termico a parete come funzione del
coefficiente di attrito e della differenza tra temperatura del fluido e temperatura a parete:
Q& w
f
=
⋅ ρ ⋅ c ⋅ c p ⋅ (Tw − T )
V
2⋅d
(55)
In cui cp è il calore specifico a pressione costante.
5.1.3 Giunzione
Le giunzioni vengono modellate come delle capacità con volume nullo. La distribuzione delle portate
tra i condotti convergenti nella giunzione è determinata tramite l’introduzione di coefficienti di
efflusso. Dalle condizioni del flusso nei condotti vengono derivate la pressione e la temperatura al
centro della giunzione. Nel caso in cui i coefficiente di efflusso sono pari ad 1 viene forzata la
condizione di pressione statica uguale all’ingresso di tutti i condotti cioè nessuna perdita di carico nel
passaggio attraverso la giunzione.
5.1.4 Scambiatori di calore
Gli scambiatori di calore (intercooler) sono modellati mediante un assemblaggio di tre elementi in
serie: capacità-condotto-capacità.
Fig.86 Modellazione numerica degli scambiatori di calore
153
Con riferimento alla Fig.86 le perdite di carico e quindi i valori della pressione nei vari punti del
refrigeratore vengono calcolati nel seguente modo:
Sostituendo le equazioni relative alla pressione totale e alla velocità all’ingresso dell’intercooler
nell’equazione della portata si ricava la pressione nel volume in ingresso al collettore:
p1 = pi −
1− ζ i 2
⋅
2 ζ i2
G2
Ai 2 ⋅ ρ i
(56)
Tramite l’equazione della portata con riferimento alla sezione di uscita dell’intercooler è possibile
risalire alla pressione nel volume in uscita dall’intercooler.
p 2 = pe +
G2
2 ⋅ ζ e 2 ⋅ Ae 2 ⋅ ρ e
(57)
Per il condotto equivalente compreso fra i due volumi del refrigeratore valgono le seguenti condizioni:
p2,CR = p2
p1, CR = p1 −
ρ CR =
G2
2 ⋅ ACR 2 ⋅ ρ CR
1
(ρ i + ρ o )
2
p1,CR − p2,CR = f ⋅
LCR 1
⋅ ρCR ⋅ cCR 2
d CR 2
(58)
(59)
(60)
(61)
In cui pi è la pressione statica all’ingresso, ρi e ρe sono la densità del fluido all’ingresso e all’uscita, Ai
e Ae sono le aree della sezione di ingresso e di uscita, ci è la velocità all’ingresso, p1,CR e p2,CR sono le
pressioni agli estremi di ingresso e uscita del condotto fra i due volumi dell’intercooler, ACR è la
sezione del condotto centrale, ρCR è la densità nel condotto centrale, dCR è il diametro del condotto
centrale, f è il coefficiente di attrito del condotto centrale.
Come nel caso di un condotto semplice è possibile calcolare lo scambio termico usando l’analogia di
Reynolds:
Q& w
f
= − f HTC
⋅ ρ ⋅ c ⋅ c p ⋅ (T (x ) − Tw )
V
2d
(62)
154
In cui fHTC è il fattore moltiplicativo del coefficiente di scambio termico.
Sostituendo l’equazione precedente in quella del bilancio dell’energia lungo un tratto infinitesimo dx
dQ& w
d
d
= c p G (T (x )) = c p G (T (x ) − Tw )
dx
dx
dx
(63)
è possibile risalire alla temperatura lungo tutto il condotto:
T2 , CR −Tw
∫
T1, CR −Tw
l f
d (T (x ) − Tw )
⋅f
dx
= − ∫ HTC
(T (x ) − Tw ) 0 2d
(64)
In cui l è la lunghezza del condotto
Quindi l’efficienza di scambio termico può essere determinata come di seguito:
η CR = 1 −
T2,CR − Tw
T1, CR − Tw
η CR = 1 − e
−
f HTC ⋅ f
2d
l
(65)
(66)
Le caratteristiche del refrigeratore possono essere impostate fornendo direttamente il coefficiente di
scambio termico tra fluido e parete ed il coefficiente di scambio termico oppure specificando le
prestazioni del refrigeratore in un punto di funzionamento di riferimento. In quest’ultimo caso il
codice provvederà ad aggiustare le condizioni di funzionamento del refrigeratore in funzione delle
reali condizioni del flusso.
5.2 Evoluzione delle iniezioni di combustibile nei
condotti di scarico
La letteratura sugli spray e l’atomizzazione è vastissima; dal ’70 si è assistito ad una tremenda
diffusione dell’interesse verso la scienza e la tecnologia dell’atomizzazione accompagnata dalla
proliferazione di modelli matematici per i processi di nebulizzazione del getto liquido e trasporto,
evaporazione e combustione delle goccioline. È necessario sottolineare che anche in riferimento ai
condotti di scarico il parametro di maggiore interesse è la penetrazione dello spray iniettato che deve
essere limitata per evitare l’impatto del combustibile liquido con i sistemi di post-trattamento con
155
conseguente notevole riduzione dell’efficienza di conversione degli stessi. Allo stato dell’arte sono
presenti un notevole numero di formule che permettono di predire la penetrazione del getto all’interno
della camera di combustione; queste formule comunque non tengono conto della possibile velocità dei
gas combusti all’interno dei condotti di scarico: quindi risulta necessario introdurre un modello che
tenga conto anche di questo parametro. Di seguito verrano riportati solo alcuni dei modelli che
descrivono questi fenomeni e che comunque sono stati utilizzati in questo ambito di ricerca per lo
sviluppo di un codice capace di predire l’evoluzione dello spray in un condotto di scarico di un motore
Diesel. I modelli riportati sono adatti per l’analisi delle iniezioni effettuate con atomizzatori tipici per
applicazione fuori camera di combustione con pressioni (10-100 bar) nettamente minori rispetto a
quelle utilizzate in camera con i moderni sistemi common rail (300-2000 bar).
5.2.1 Modello di previsione della penetrazione del getto
liquido nei condotti di scarico
Il parametro che interessa conoscere in riferimento all’evoluzione dello spray nei condotti di scarico è
la quantità di combustibile non evaporato che impatta contro il sistema di post-trattamento a valle ad
una determinata distanza l dall’iniettore. La quantità di combustibile che impatta è pari alla massa
complessiva delle goccioline che raggiungono tale distanza l. Comunque il getto liquido percorre una
distanza detta di break-up lb prima che venga polverizzato ed in questa fase la massa di combustibile
evaporata è praticamente trascurabile. Quindi la distanza che una gocciolina effettivamente deve
percorrere per impattare sul sistema di post-trattamento a valle è pari alla differenza tra l ed lb.
La lunghezza di break up viene determinata come il prodotto della velocità del getto liquido all’uscita
del polverizzatore che si ipotizza costante per il tempo di break-up [70]. La velocità del getto è
determinabile attraverso l’equazione di Bernoulli:
c =ζN 2
∆p
ρ
(67)
Dove ζN è il coefficiente di efflusso dell’area di passaggio del polverizzatore.
Il tempo di break-up può essere calcolato attraverso la seguente equazione di estrazione empirica [71]:
156
tbu = 4,351 ⋅
ρF ⋅ d N
ζ N 2 (ρ a ∆p )0,5
(68)
Conoscendo la velocità del getto ed il tempo necessario per il break-up è possibile determinare la
distanza percorsa dal getto prima del break-up:
lliq = c ⋅ tb
(69)
5.2.2 Modello di previsione della distribuzione statistica
della dimensione delle goccioline dopo il break-up
La distanza percorsa dalle goccioline di combustibile prima della completa evaporazione dipende dalla
dimensione delle stesse subito dopo il break-up. Non sono ancora disponibili modelli efficaci ed
accurati di previsione della distribuzione statistica delle dimensioni delle goccioline in seguito al
break-up. È possibile comunque farne uso per un’analisi di massima o in alternativa bisogna ricorrere
a tecniche sperimentali con un approccio meccanico, attraverso l’accumulo delle particelle nebulizzate
su una piastra, oppure elettrico per finire con i più moderni e costosi sistemi ottici, tra cui la fotografia
ad elevata velocità, o l’interferometria Doppler tramite laser. I modelli unidimensionali per lo studio
dell’evoluzione dello spray comunque non possono tener conto di alcuni fenomeni di atomizzazione
che possono essere considerati solo con un approccio tridimensionale quali la presenza di un break-up
secondario ed i fenomeni di coalescenza delle goccioline. Conoscendo comunque la tipologia di
iniettori installati nei condotti di scarico per le rigenerazioni dei sistemi di post-trattamento e sapendo
che l’intervallo di pressioni di iniezioni e molto ristretto con valori che si attestano sui 10 bar è
possibile utilizzare dei modelli specifici per la casistica in considerazione. Un’espressione ampiamente
utilizzata in questo campo è stata sviluppata da Rosin e Rammler [72]:
  d C 2
1 − X d = exp −  d 

C
  1




(70)
dove Xd è la frazione del volume totale contenuto nelle goccioline di diametro minore di dd, e C1 e C2
sono costanti che descrivono la distribuzione delle dimensioni delle particelle. Generalmente C2 è
157
compreso tra 1,5 e 7. Questa espressione è stata modificata per migliorare le capacità predittive
nell’intervallo in cui le dimensioni delle gocce sono elevate. La formula è stata riscritta come di
seguito [73]:
  ln d C 2
d 
1 − X d = exp − 


ln
C
1 
 




((71)
Per semplificare la procedura di calcolo questa distribuzione continua può essere discretizzata in vari
intervalli Si parte dall’intervallo a cui corrispondono le particelle con dimensione maggiore, poichè
devono percorrere una distanza maggiore delle altre prima di evaporare completamente, e si determina
con la procedura esposta nei successivi paragrafi se la particella raggiunge la distanza l e con quale
massa. Quindi, si ripete tale procedura per l’intervallo di goccioline di dimensioni inferiori. Tale
procedura va ripetuta fino al caso in cui le particelle dell’intervallo esaminato evaporano prima di
percorrere la distanza l. Le goccioline di dimensione minore evaporeranno prima di impattare sui
sistemi di post-trattamento.
5.2.3 Modello di previsione della velocità di evaporazione
delle goccioline di combustibile
Prendendo in considerazione una gocciolina di dimensione d, la distanza percorsa da tale gocciolina
dopo un tempo ∆t dal tempo di break-up dipende dalla velocità della particella subito dopo il break-up
e dalle forze di attrito che i gas di scarico esercitano su tale gocciolina. Tali forze dipendono
principalmente dalla velocità relativa tra il gas e la gocciolina e dalla dimensione della gocciolina
stessa che è funzione della portata evaporata durante il percorso effettuato.
L’evaporazione delle goccioline in uno spray include i processi simultanei di trasferimento di massa
ed energia in cui il calore per l’evaporazione è trasferito sulla superficie della particella principalmente
per conduzione e convezione dai gas caldi circostanti, ed il vapore è trasferito per convezione e
diffusione nel flusso di gas in cui sono immerse le goccioline. Generalmente se le temperatura del gas
circostante non è estremamente elevata è possibile trascurare l’effetto del calore trasferito per
158
irraggiamento; in più se la velocità relativa tra il gas e le goccioline è ridotta si può assumere che la
gocciolina rimanga di forma sferica durante il trasporto; queste due ipotesi ovviamente non sono
rispettate per l’iniezione nei cilindri dove la combustione e le elevatissime pressioni di iniezione
aumentano considerevolmente rispettivamente la temperatura del gas e la velocità relativa con le
particelle di combustibile. Per normali temperature di iniezione (non è il caso dell’iniezione con
precamera) la concentrazione dei vapori di combustibile sulla superficie della particella è bassa, e il
trasferimento di massa dalla particella è limitato. In queste condizioni la particella si riscalda come se
fosse un corpo rigido. In questa fase, a causa della limitata conduttività termica del combustibile, la
temperatura all’interno della gocciolina non è uniforme ma è più fredda al centro che sulla superficie.
In questa fase iniziale, quasi tutto il calore fornito alla gocciolina serve ad incrementare la sua
temperatura. Quando la temperatura del liquido è cresciuta, il vapore di combustibile evaporato in
superficie alla gocciolina ha due effetti: parte del calore trasferito alla gocciolina serve per
l’evaporazione del liquido, e questo stesso vapore assorbe successivamente una ulteriore parte del
calore che dovrebbe essere trasferita alla superficie della gocciolina. Questo tende a ridurre la velocità
con cui aumenta la temperatura sulla superficie della gocciolina, ed in questo modo il livello di
temperature nella particella diventa più uniforme. Teoricamente esiste un periodo in cui tutto il calore
fornito è utilizzato per l’evaporazione e la temperatura della gocciolina raggiunge un valore uniforme
pari a quello di ebollizione.
Per determinare una espressione per la velocità di evaporazione della gocciolina di combustibile si può
procedere come di seguito. Se si trascura la diffusione termica e si assume che la causa che determina
la diffusione delle specie è il gradiente di concentrazione nella direzione del percorso di diffusione è
possibile far ricorso alla seguente espressione [74]:
dX F
RT
(g ev X A )
=−
dr
Dc p
(72)
In cui XF = frazione in massa di combustibile
Xa = frazione in massa di aria (o altro gas)
gev = portata evaporata per unità di superficie della gocciolina
Dc = coefficiente di diffusione
159
p = pressione del gas
r = raggio (r = 0 al centro della gocciolina e r = rs sulla superficie della gocciolina)
Da considerazioni di continuità la portata evaporata sulla superficie per unità di massa è data da
g ev s 4π ⋅ rS2 = g ev 4π ⋅ r 2
(73)
Se si considera che la concentrazione dell’aria è
Xa =1− XF
(74)
e ipotizzando le seguenti condizioni al contorno
r = rS ;
T = TS ;
X F = X FS
r =∞;
T = T∞ ;
X F = X F∞ = 0
Integrando l’eq. (72) tra r = 0 ed r = ∞ si ottiene
(
Gev = 4π ⋅ rS2 g ev = 4π ⋅ rS ρDC ln 1 − X FS
)
(75)
La quantità ρDC può essere sostituita con (λt/cp)g, assumendo un valore unitario del numero di Lewis,
dove λt e cp sono rispettivamente la conduttività termica media ed il calore specifico.
Se si definisce
BM =
X FS
1 − X FS
(76)
si ottiene la seguente formula
λ
Gev = 2π ⋅ DS  t
 cp


 ln (1 + BM )

g
(77)
In base alle considerazioni viste in precedenza sull’evoluzione della temperatura della gocciolina nel
processo di riscaldamento ed evaporazione, questo può essere diviso per scopo di analisi in una fase
transitoria ed una stazionaria. Chin e lefebvre [75] si sono occupati dello studio della fase transitoria in
maniera dettagliata. A scopo di calcolo, si può assumere che la fase gassosa sia in condizioni quasi
160
stazionarie in cui lo strato attorno la gocciolina raggiunge istantaneamente le condizioni di equilibrio
in quella configurazione. Così il coefficiente di scambio termico può essere determinato attraverso
Nu =
ln(1 + BM )
α sdd
=2
λt , g
BM
(78)
Il calore trasferito alla gocciolina è
Q& = πd 2α s (T∞ − TS )
(79)
Mentre quello utilizzato per l’evaporazione è
Q& ev = Gev LT
(80)
Dal primo principio della termodinamica si ottiene
dTS Q& − Q& e
=
dt
c pF m
(81)
in cui m è la massa della gocciolina pari a π/6ρFD3.
Dopo alcune semplici sostituzioni si giunge a
dTS Gev LT
=
dt
c pF m
 BT



 B − 1
 M

(82)
in cui BT = Cpg(T∞- Ts)/LT
In più
 k
Gev = 2π ⋅ D
 cp


 ln (1 + BM ) = d  π ρ F D 3 

dt  6

g
(83)
e quindi
d (d d ) 4λt , g ln(1 + BM )
=
dt
ρ F c Pg d d
(84)
Per risalire alla dimensione dellea gocciolina presa in esame al tempo t è possibile ricorrere ad una
discretizzazione del dominio temporale. Al tempo tb le dimensioni della particella sono note; quindi
161
dall’equ.ne (78) è possibile risalire al parametro BM. Se consideriamo un passo temporale ∆t molto
piccolo l’equazione (84) è approssimabile alla seguente equazione:
∆d d 4λt , g ln (1 + BM )
=
∆t
ρ F c Pg d d
(85)
Quindi, con riferimento al metodo di Eulero esplicito, conoscendo tutti i parametri al passo temporale
iniziale è possibile conoscere il nuovo valore del diametro della particella al nuovo passo temporale.
La procedura può essere ripetuta fino al tempo t desiderato.
5.2.4 Modello di trasporto delle goccioline
Il processo di trasporto delle goccioline dipende dalla velocità iniziale che può essere approssimata
alla velocità del getto liquido e dalle forze di attrito che i gas circostanti applicano sulla gocciolina a
causa della differenza fra le velocità assolute di è determinato dalla
Il processo di trasporto delle goccioline è legato al numero di Reynolds attraverso il coefficiente di
resistenza. Se si ipotizza che la gocciolina presenta una forma sferica è possibile scrivere:
CD =
F
π 2  ca − cd 
d  ρa

4 
2 
(86)
Esistono molte funzioni di estrazione empirica che approssimano i risultati ottenuti da molti
ricercatori. Le equazioni per il coefficiente di attrito suggerite da Lambiris e Combs [76] ancora
utilizzate da molti ricercatori sono:
C D = 27 Re −0,84
C D = 0,271 Re 0, 217
CD = 2
(per Re < 80)
(per 80<Re<10000)
(per Re>10000)
(87)
(88)
(89)
Attraverso il modello di evaporazione prima esaminato è possibile quindi conoscere in ogni istante la
dimensione della gocciolina considerata. Quindi è possibile determinare la distanza percorsa durante
un passo temporale ∆t come di seguito:
162
∆l = v ⋅ ∆t +
F
∆t 2
2m
(90)
In cui la massa e la forza di trascinamento sono calcolate all’inizio del passo temporale. Ad ogni
istante è nota la dimensione della gocciolina e quindi la massa di combustibile non evaporato e la
distanza percorsa dalla gocciolina.
5.3 Il turbogruppo
In caso di funzionamento stazionario del motore il comportamento del turbogruppo è determinato
attraverso il bilancio delle potenze in gioco fra compressore e turbina:
h2 − h1 =
PC = PT ⋅ η m,TC
(91)
PC = GC (h2 − h1 )
(92)
PT = GT (h3 − h4 )
(93)
1
η is ,c
h3 − h4 = η is ,T
k −1


k


p
2

⋅ c p ⋅ T1 ⋅   − 1
 p1 



(94)
k −1


k


p

4
⋅ c p ⋅ T3 ⋅ 1 −   
  p3  


(95)
Per la simulazione di un transitorio invece è necessario considerare un bilancio dinamico del momento
della quantità di moto del turbogruppo:
dωTC
1 PT − PC
=
⋅
dt
I TC
ωTC
(96)
In cui ωTC è la velocità del turbogruppo e ITC è il momento d’inerzia del turbogruppo.
I metodi di risoluzione sono fondamentalmente due. Il primo approccio approssima il comportamento
della turbina ad una restrizione equivalente: il problema si risolve fornendo il coefficiente di efflusso
della strozzatura equivalente ed il rendimento totale del turbogruppo. In questo modo sono note le
163
perdite di carico attraverso la turbina e quindi è possibile determinare dal bilancio delle potenze il
rapporto di compressione. Il secondo approccio determina le condizioni di funzionamento del
turbogruppo dalle mappe della turbina e del compressore. Si prenda in considerazione un tempo t in
cui si conosce la portata attraverso il compressore ed il numero di giri del turbogruppo: attraverso la
mappa è possibile risalire al rapporto di compressione ed al rendimento isoentropico del compressore;
per quanto riguarda la turbina conoscendo il rapporto di espansione e la velocità del turbogruppo è
possibile risalire attraverso la mappa alla portata smaltita ed al rendimento del turbogruppo. Quindi
attraverso l’equazione (96) è possibile determinare l’accelerazione del turbogruppo. Quindi possiamo
conoscere la velocità di rotazione al tempo t+dt. Il valore della portata attraverso il compressore ed il
rapporto di espansione della turbina al tempo t+dt dipendono dai corrispettivi valori al tempo t e
vengono calcolati attraverso le equazioni di conservazione applicate ai condotti. Quindi è possibile
ripetere la procedura prima vista. Nel caso sia utilizzata una turbina a geometria variabile bisogna
inserire le mappe relative ai vari gradi di apertura del vano statorico. Il codice interpola i dati nelle due
mappe la cui posizione statorica è più vicina a quella istantanea di funzionamento e poi interpola
linearmente fra i due punti trovati per spostarsi sulla mappa di funzionamento istantanea.
5.4 Il compressore
Le zone di funzionamento del compressore che generalmente non sono riportate sulla mappa
caratteristica sono generalmente due: la zona a sinistra della linea pompaggio e la zona in cui il regime
di rotazione è estremamente basso. I fenomeni e le cause del pompaggio non sono ancora state
perfettamente capite ed esistono diverse teorie a riguardo [77]-[82]. Esistono delle tecniche 0D, 1D,
2D e 3D che permettono, nota la geometria più o meno particolareggiata del compressore, di
prevedere l’instaurarsi di tale fenomeno e la sua evoluzione ma i risultati sono comunque poco
accurati. In più i compressori utilizzati nella sovralimentazione a gas di scarico sono centrifughi ed in
questo caso il passaggio dal funzionamento convenzionale a quello con pompaggio è netto e non vi è
una possibile fase intermedia di stallo, come nei compressori assiali, in cui è possibile eventualmente
operare anche se in condizioni di bassissimo rendimento; in realtà la fase di stallo nei compressori
164
centrifughi esiste ma ha effetti molto ridotti e si instaura gradualmente e quindi non è distinta sulla
mappa dal campo di funzionamento convenzionale. In fase di progettazione del motore è necessario
assicurare che il compressore non
incorra nel pompaggio che nel tempo può produrre danni
consistenti alle palette del compressore con malfunzionamenti o completa rottura di tale organo. In
condizioni di basso carico con elevate quantità di EGR dei motori provvisti di un solo turbogruppo, il
compressore può funzionare in prossimità delle condizioni di pompaggio. In particolari condizioni di
funzionamento transitorie, è possibile che il compressore inizi a lavorare in condizioni di pompaggio.
La simulazione in questo ambito è utile solo per prevedere ed evitare, ad esempio in fase di
accelerazione, l’instaurarsi di tale fenomeno e non le caratteristiche in frequenza o ampiezza delle
oscillazioni di pressione e portata. Se si considera un motore provvisto di sistema di sovralimentazione
a due stadi comunque il problema generalmente non sussiste. Utilizzando due compressori in serie è
possibile ridurre il campo di funzionamento previsto per ogni compressore ed ottenere valori di
pressione di sovralimentazione elevatissimi. Quindi generalmente in fase di accoppiamento è previsto
che entrambe i compressori operino sempre con un consistente margine di distanza dalle condizioni di
pompaggio. Invece sono frequenti i casi in cui il compressore funziona a velocità di rotazione
estremamente ridotte cioè nella zona bassa della mappa caratteristica dove generalmente non sono
riportati dati sperimentali.
5.4.1 Modelli di estrapolazione delle curve caratteristiche
In relazione al problema dell’estrapolazione della mappa del compressore ai bassi regimi è
conveniente fare una suddivisione tra le tecniche relative all’estrapolazione delle curve caratteristiche
del rapporto di compressione in funzione della portata corretta, a numero di giri costante e delle curve
del rendimento. Analizziamo inizialmente le prime.
I metodi generalmente applicati si distinguono fondamentalmente in tre classi: reti neurali [5], metodi
empirici che utilizzano curve di regressione (polinomiali, ellittiche [83], etc.) detti anche a scatola
chiusa (black box) e modelli semi-teorici che approssimano la fisica del processo di compressione.
165
I metodi basati su reti neurali richiedono un elevato quantitativo di dati sulla base dei quali allenare la
rete. Quindi tali metodi non si prestano bene a modellare il comportamento del compressore nelle zone
in cui il compressore funziona a regimi di rotazione ridotti, in quanto il problema dell’estrapolazione è
proprio legato alla generale bassa disponibilità di dati sperimentali in queste condizioni operative.
L’utilizzo di curve di regressione invece è legato alla zona limitata di applicazione del modello oltre il
quale l’accuratezza crolla a valori troppo bassi [84]; in più in alcuni casi sorgono problemi consistenti
di calibrazione del modello che per alcune combinazioni di dati e parametri può fornire risultati
estremamente non realistici (addirittura numeri immaginari) [84]. Vitek et al. hanno utilizzato un
metodo di regressione per prolungare le curve caratteristiche nella zona di flusso strozzato e dai
risultati si può notare per un caso esaminato l’intersezione delle curve caratteristiche, fenomeno
ovviamente non realistico [85]. Generalmente la fascia di modelli a scatola chiusa forniscono risultati
estremamente accurati se applicati per l’interpolazione dei dati sperimentali. Ad esempio, Chesse et al.
[86] hanno applicato un modello matematico per stimare le prestazioni del compressore che utilizza un
criterio di interpolazione bidimensionale della mappa del compressore in forma di matrice.
La categoria dei modelli semi-teorici è a sua volta divisibile in sottoclassi in relazione alla complessità
e di conseguenza all’accuratezza con cui il modello descrive l’evoluzione del gas nel compressore.
Il metodo semi-teorico meno accurato consiste nell’approssimare il compressore con una valvola a
farfalla e determinare il coefficiente di efflusso equivalente. Un approccio più accurato consiste nel
modellare l’evoluzione del gas attraverso una linea di flusso media all’interno del compressore
(modelli al valor medio). Aungier [87] ha presentato un modello di predizione delle prestazioni del
compressore che fa uso di correlazioni empiriche per le perdite aerodinamiche ed il fattore di
scorrimento della girante. Mueller et al. [88] hanno presentato un modello che considera adiabatiche le
trasformazioni attraverso il compressore. Gravdahl et al. [89] hanno modellato il processo di
compressione con una trasformazione isoentropica seguita da un incremento isobarico dell’entropia da
imputare alle perdite per urto e attrito nel compressore. Le perdite complessive all’interno del
compressore sono da attribuire alle trasformazioni attraverso la voluta, il diffusore, il rotore e, se
presente, lo statore. Le perdite attraverso il rotore sono imputabili principalmente alla cattiva
incidenza, all’attrito con le pareti, al riflusso di portata, alle perdite per attrito della girante, ai flussi
166
secondari, al miscelamento all’uscita del rotore. Perdite aggiuntive devono essere considerate per
valori del Mach relativo al rotore prossimi all’unità. Esistono numerosi modelli che permettono di
predire tutte le perdite precedentemente citate [90]. Generalmente ogni modello richiede
necessariamente alcuni dati geometrici e sperimentali per essere implementato. Quindi l’accuratezza
dei modelli di predizione delle prestazioni del compressore appartenenti a questa classe è legata al
numero di sottomodelli introdotti per la predizione delle singole perdite e quindi alla conoscenza più o
meno dettagliata della geometria del compressore oltre che ad un consistente quantitativo di dati di
funzionamento sperimentali. Pertanto spesso tali metodi sono difficilmente applicabili poichè non
sono disponibili i dati della geometria del compressore richiesti nella procedura di modellazione.
Un approccio semi-teorico meno accurato consiste nell’adattare la teoria della similitudine
fluidodinamica, valida per turbomacchine con fluidi incomprimibili, per prevedere il comportamento
del compressore a basso numero di giri [11],[91]. Infatti, per queste condizioni di funzionamento del
compressore in cui gli effetti di comprimibilità del gas sono molto ridotti il gas può essere
plausibilmente approssimato ad un fluido incomprimibile e quindi i risultati di tale metodo sono
sufficientemente accurati. Il criterio ora avanzato è vantaggioso rispetto al precedente poiché a
discapito di un livello di accuratezza in parte ridotto non necessita di alcun dato geometrico del
compressore per essere implementato. In base a queste considerazioni ed alla disponibilità di dati
geometrici del compressore si è scelto di adottare questo metodo. Le basi di tale metodo ed i dettagli
relativi all’implementazione nell’ambito di questo lavoro di ricerca sono riportati nel paragrafo 5.4.3.
5.4.2 Modelli
di
estrapolazione
delle
mappe
del
rendimento isoentropico del compressore
La classificazione dei metodi per l’estrapolazione delle mappe del rendimento isoentropico è
fondamentalmente la stessa utilizzata per le curve caratteristiche del rapporto di compressione in
funzione della portata corretta. I problemi legati all’utilizzo di reti neurali sono gli stessi visti per
l’estrapolazione delle curve caratteristiche. I metodi di estrapolazione tramite curve di regressione
sono largamente più utilizzati nel caso delle mappe del rendimento. Tale classe comprende modelli di
167
differente complessità. Di facile implementazione è il modello riportato da Gustafsson [92] in cui il
rendimento isoentropico è espresso come una funzione parabolica della sola portata. Comunque
Gustafsson mette in risalto come tale modello sia accurato solo in prossimità della zona di
funzionamento ottimale del compressore. Eriksson et al. [84] hanno utilizzato un modello di
regressione di tipo “black box” in cui il lavoro, da cui determinare il rendimento isoentropico, è
ricavato da un polinomio in cui compare sia la portata elaborata dal compressore sia la velocità di
rotazione. Eriksson comunque utilizza tale metodo solo per l’interpolazione dei dati sottolineando in
più la complessità legata alla calibrazione del modello. Un modello simile di tipo “black box” è stato
proposto da Vítek et al. [85] i quali consigliano di utilizzare il metodo solo in prossimità della zona già
mappata con dati sul rendimento sperimentali. Andersson [93] ha presentato un modello efficace di
estrapolazione del rendimento che usa sei parametri: il valore massimo del rendimento e la portata ed
il rapporto di compressione corrispondenti possono essere calcolati o forniti dal costruttore ed i
rimanenti tre parametri vengono stimati dalla mappa fornita da costruttore attraverso la
minimizzazione dell’errore quadratico medio. Erlandsson ha implementato un modello a nove
parametri in cui viene introdotta anche la dipendenza del rendimento dal numero di giri [94].
Bergstrom and Leufvén hanno utilizzato i modelli di Andersson ed Erlandsson per differenti mappe di
compressori ed hanno denotato un’ottima corrispondenza tra dati sperimentali e predetti [95]. Fiaschi
ha presentato e analizzato cinque differenti funzioni che sono basate su modelli fisici e includono
termini di perdite per attrito, effetto di strozzamento del flusso e perdite per fughe [96].
Vantaggi e svantaggi relativi all’utilizzo dei modelli al valor medio sono gli stessi incontrati per
l’estrapolazione delle curve caratteristiche. Le teorie che fanno riferimento alla similitudine
fluidodinamica possono essere adattate anche per l’estrapolazione delle mappe del rendimento
isoentropico del compressore. Comunque, nell’ambito del presente lavoro, l’applicazione di questa
teoria non ha portato a risultati soddisfacenti per quanto riguarda le curve del rendimento. Migliori
risultati hanno invece fornito i metodi basati su tecniche di regressione polinomiale multi-variabile.
Alcuni ricercatori [97]-[99] hanno evidenziato che soprattutto ai bassi regimi di rotazione del
turbogruppo lo scambio termico tra turbina e compressore può avere una notevole influenza sulle
prestazioni di tali turbomacchine. Infatti per bassi regimi di rotazione, la potenza meccanica scambiata
168
tra turbina e compressore è notevolmente ridotta ed è comparabile al flusso termico scambiato tra le
due turbomacchine. Pertanto è importante tenere conto di questo fenomeno. L’implementazione di
modelli di scambio termico tra turbina e compressore necessita di molti dati geometrici della turbina,
del compressore, ma anche della cassa di contenimento del turbogruppo e del sistema di lubrificazione
attraverso il quale viene scambiato gran parte del calore. Purtroppo questi dati generalmente non
vengono resi disponibili e pertanto non è possibile procedere nell’implementazione di tali modelli di
scambio termico. Quindi questi effetti sono stati trascurati nei modelli qui proposti.
5.4.3 Modelli proposti per l’estrapolazione delle curve
caratteristiche e del rendimento del compressore.
Se si considera un fluido incomprimibile, sotto le ipotesi di similitudine fluidodinamica, la portata G
ed il lavoro per unità di massa sono legati alla velocità di rotazione dalle seguenti relazioni:
G ' n'
=
G n
L '  n' 
= 
L n
(97)
2
(98)
Agarwal e Yunis [91] sostengono che, sotto l’ipotesi di bassi rapporti di compressione, le relazioni su
riportate continuano a valere per un fluido comprimibile se si sceglie un opportuno coefficiente che
moltiplica il termine a primo o secondo membro dell’equazione (97). Invece Sexton nel “metodo della
manipolazione dell’esponente” sostituisce il coefficiente moltiplicativo proposto da Agarwal e Yunis
con un opportuno esponente m al secondo membro della (97):
G '  n' 
= 
G n
m
(99)
L’approccio di Sexton risulta più vantaggioso di quello proposto da Agarwal e Yunis poiché è
possibile considerare che il coefficiente m è solo funzione del numero di giri del compressore ed è per
questo stato utilizzato in questo lavoro.
169
Per procedere è necessario conoscere le relazioni tra i rapporti di compressione in due punti a
differente numero di giri che funzionano in condizioni di similitudine fluidodinamica. Il lavoro per
unità di massa è legato al rapporto di compressione ed al rendimento isoentropico da
L = c pT1 ⋅ ( β c
k −1
k
− 1) ⋅
1
η is
.
(100)
Sotto le ipotesi di similitudine fluidodinamica, il rendimento politropico è costante se sono trascurabili
gli effetti legati alle variazioni del numero di Reynolds. La differenza tra il rendimento politropico ed
il rendimento isoentropico è piccola per piccoli rapporti di compressione. In più le temperature del
fluido nelle trasformazioni attraverso il compressore sono nettamente minori di 1000 K e quindi le
variazioni del calore specifico a pressione costante sono trascurabili al variare delle condizioni
operative del compressore. Pertanto, assumendo le stesse condizioni all’ingresso del compressore si ha
k −1
β ' k −1
L'  n ' 
=   = ck −1
.
L n
βc k −1
2
(101)
Per procedere con l’estrapolazione delle curve caratteristiche è necessario determinare il coefficiente
m nell’equazione (99). Il coefficiente m può essere determinato attraverso una procedura di
minimizzazione degli scostamenti quadratici come descritto graficamente in Fig.87.
Fig.87 Rappresentazione del metodo di minimizzazione dell’errore utilizzato per risalire ai valori del
coefficiente m.
170
Nella mappa del compressore la portata corretta è la portata di aria moltiplicata per
Tamb / Tref /( pamb / pref ) dove Tamb e pamb sono le condizioni ambientali effettive e Tref e pref sono le
condizioni di riferimento, generalmente uguali alle condizioni atmosferiche standard; la velocità
corretta è definita come la velocità di rotazione diviso il rapporto Tamb / Tref .
Si considerino una curva caratteristica alla velocità n ed una curva vicina ad un valore di velocità
corretta n’<n; si scelga un numero z di punti sulla prima curva sufficiente a descrivere l’andamento
della curva. Dopo aver scelto un valore di primo tentativo del coefficiente m, dai valori Gi e βi del
punto i-esimo Pi sulla prima curva, il valore G’i ed il rapporto di compressione β’i sono determinati
dall’Equ.(99) e (101), rispettivamente. La Fig.87 mostra il punto Pi ed il punto corrispondente P’i
ottenuto attraverso questa procedura. Ripetendo questa procedura per tutti i punti selezionati, è
possibile ottenere una nuova curva caratteristica al valore di velocità corretta n’ attraverso
l’interpolazione di questi punti. Questa curva ‘stimata’ è rappresentata in celeste in Fig.87. Quindi è
possibile confrontare il rapporto di compressione β’ci sulla curva ‘stimata’ ed il rapporto di
compressione β'ci sulla curva sperimentale per lo stesso valore di portata G’i. Ripetendo questa
procedura per tutti gli z punti , si può valutare l’errore quadratico medio di tali deviazioni:
J=
(
1 z
∑ β 'ci − β 'ci
z i =1
)2
(102)
Il valore di m che minimizza la funzione J rappresenta il valore ottimale di tale coefficiente.
Sexton calcola un unico valore di m. Tale valore viene determinato da Sexton considerando le due
curve caratteristiche sperimentali aventi le più basse velocità di rotazione tra le curve sperimentali
disponibili. Allo scopo di migliorare le capacità predittive del modello la procedura di minimizzazione
è stata ripetuta per altre curve sperimentali e sono stati determinati differenti valori del coefficiente m
al variare del numero di giri. Da questi punti può essere determinata una curva di regressione come
mostrato in Fig.88 (è stata utilizzata una semplice regressione lineare). Attraverso l’estrapolazione di
questa curva si può stimare un valore di m ad un regime di rotazione più basso di quelli relativi alle
curve caratteristiche fornite dal costruttore del turbogruppo.
171
Per quanto riguarda la mappa del rendimento, l’ipotesi di similitudine fluidodinamica porterebbe a
sovrastimare il rendimento ai bassi carichi, a causa della maggiore influenza delle perdite secondarie
al diminuire della velocità di rotazione. Pertanto, il rendimento è stato calcolato sulla base dei punti
sperimentali attraverso un metodo di regressione polinomiale multi variabile disponibile nel codice
BOOST.
Fig.88 Rappresentazione del metodo di estrapolazione delle curve caratteristiche del compressore.
5.5 La turbina
In un motore ad accensione per compressione, a i bassi carichi ed elevate percentuali di gas di
ricircolo, la turbina del turbogruppo a gas di scarico, funziona spesso in regioni della mappa dove non
sono disponibili dati sperimentali. Questo avviene anche se si adotta una turbina a geometria variabile
o un sistema a doppio stadio. Quindi per procedere con la simulazioni di queste particolari condizioni
di funzionamento, è necessario implementare una “procedura di estrapolazione” anche per la mappa
della turbina. Generalmente, i modelli di estrapolazione più semplici assumono che la portata di massa
attraverso la turbina può essere modellata come il flusso in un ugello adiabatico dove l'area efficace è
una funzione della velocità della turbina e del rapporto di espansione [7]-[9]. Nel caso di una turbina a
geometria variabile, l'area efficace tiene conto anche della posizione delle pale statore Con questi
modelli, le curve caratteristiche dovrebbero partire da un punto in cui il rapporto di espansione è
unitario (ovvero non c’è espansione) e la portata è nulla. Nel caso di una turbina radiale questa
approssimazione può portare ad errori significativi, soprattutto per valori della portata molto piccoli,
172
perché non si tiene conto del gradiente di pressione radiale che equilibra le forze centrifughe che
agiscono sul fluido [100]. Per questa ragione occorre tener conto che, anche quando le portate
diventano piccole, la caduta di pressione non tende a zero come in un ugello. Questa considerazione è
fondamentale per effettuare una selezione fra i modelli di estrapolazione disponibili in letteratura.
5.5.1
Modelli di estrapolazione delle curve caratteristiche
Come per i compressori, le tecniche per l’estrapolazione delle mappe della turbina sono: reti neurali,
metodi empirici che utilizzano curve di regressione e modelli semi-teorici che approssimano la fisica
del processo di compressione.
Poiché nelle zone a bassissima portata non sono disponibili dati sperimentali per allenare la rete, il
metodo delle reti neurali è stato scartato a priori.
La classe dei modelli empirici è estremamente vasta e si differenzia in base al campo di
funzionamento della turbina che si vuole predire, cioè se si è interessati a predire il funzionamento
della turbina per basse velocità di rotazione e basse portate oppure se si è interessati alle zone in cui il
flusso è strozzato. Questi modelli si differenziano anche in base al tipo di applicazione richiesta:
prolungamento delle curve caratteristiche sperimentali, estrapolazione di curve caratteristiche a regimi
di rotazione per cui non sono disponibili dati sperimentali o interpolazione delle curve sperimentali.
Eriksson considera un modello estremamente semplice in cui l’influenza della velocità di rotazione
sulla prestazioni della turbina è considerata trascurabile e non vi è salto di pressione attraverso la
turbina a portata nulla [84]. Muller descrive il rapporto di espansione in funzione della portata corretta
attraverso un polinomio del secondo ordine in cui i coefficienti dei tre termini di diverso ordine sono
calibrati sui dati sperimentali attraverso il metodo della minimizzazione dello scarto quadratico medio
[88]. Il modello permette di prevedere un rapporto di espansione diverso dall’unità per valori di
portata nulla. È possibile ottenere una curva di regressione per ogni numero di giri della turbina per cui
sono disponibili dati sperimentali. Per ogni numero di giri l’accuratezza della soluzione è strettamente
legata alla estensione del campo della mappa caratteristica in cui sono riportati dati sperimentali, al
numero di dati sperimentali disponibili ed alla locazione sulla mappa di tali valori (portate ridotte,
173
medie, o flusso strozzato). Il codice commerciale BOOST (v4.1) [101] utilizza la seguente funzione
per estrapolare la portata massica:

1 



 1−

 


 β ⋅(C 2 + C3 ⋅ n ref )  
C
4
e


 ⋅ 1 − e
G = max 0,  C1 +

nref  
 




(103)
In cui nref è la velocità di rotazione corretta e C1, C2, C3, C4 sono dei coefficienti da determinare dalle
curve sperimentali col metodo della minimizzazione dell’errore quadratico medio. La portata si
annulla quando il rapporto di espansione diventa unitario.
Più utilizzati sono i modelli semi-teorici basati su modelli fisici ed in particolare il modello che
rappresenta la turbina tramite le equazioni di un ugello equivalente (Zinner [102] e Bulaty [103])
utilizzando un’area di passaggio effettiva Aeff della turbina ed un coefficiente di efflusso derivato dai
dati sperimentali. Nel modello è considerata anche la possibilità che si raggiungano le condizioni
critiche per cui oltre un valore del rapporto di espansione la portata rimane costante (flusso strozzato).
La versione base di tale modello è stata modificata da I. Kolmanovsky che ha considerato l’area
equivalente dell’orifizio come una funzione del rapporto di espansione [104]. Comunque
Kolmanovsky considera trascurabile l’effetto della velocità del turbogruppo e pertanto estrapola una
sola curva caratteristica utilizzando tutti i punti sperimentali disponibili in riferimento alla
configurazione geometrica della turbina in esame.
Shaaban [97] ha modificato il modello proposto da Zinner [102] introducendo l’effetto delle forze
centrifughe tenute in conto tramite la riduzione della pressione totale in ingresso:
po1, eff = po1 −
rr =
ρ o1
2
⋅ (rr ⋅ ω ) 2
r2 + r3
2
(104)
(105)
Quindi è possibile tenere conto dell’effetto della velocità della turbina. Comunque è necessario
conoscere il valore sperimentale del raggio rr oppure aggiungerlo tra le incognite da calibrare ad
esempio attraverso l’utilizzo di una procedura di minimizzazione della deviazione tra dati sperimentali
e dati calcolati. Eriksson ha ripreso l’equazione di Zinner ed ha introdotto l’effetto del grado di
174
reazione [105]; la maggior parte delle turbine centripete sono progettate con un grado di reazione pari
a 0,5. Questo implica che il rapporto di espansione si ripartisca in parti uguali nel rotore e nello
statore:
β e = β e, rot ⋅ β e, stat
(106)
Statore e rotore possono essere approssimati come due ugelli in serie con riferimento all’Equ. (42) in
cui:
Ψ=
( ) −( β )

k
⋅  βe
k − 1 
2
k
e
k +1 
k 

(107)
In questo modo è possibile ottenere risultati consistentemente migliori rispetto a quelli che si
ottengono utilizzando un solo ugello equivalente per la turbina. Tale criterio non è comunque
applicabile a turbine a geometria variabile in cui il grado di reazione è sensibilmente variabile in
funzione del grado di apertura delle palette statoriche.
I modelli che ‘manipolano’ le leggi della similitudine fluidodinamica come visto nel paragrafo 5.4.3
sono efficaci per l’estrapolazione delle curve caratteristiche del compressore. Allo stesso modo tali
modelli possono essere applicati alle turbine [11]. I metodi basati sull’applicazione della similitudine
fluidodinamica sono adatti per calcolare curve caratteristiche ad un numero di giri differente da quelle
che vengono riportate dal costruttore della turbomacchina. Invece, per le turbine è necessario un
metodo che permetta di prolungare le curve caratteristiche sperimentali. Infatti generalmente ogni
curva sperimentale ricopre una zona molto limitata della mappa. Quindi i metodi basati sulla
similitudine fluidodinamica non soddisfano i requisiti richiesti per l’estrapolazione delle mappe della
turbina. Infatti Sexton applica in una prima fase il metodo della manipolazione dell’esponente per
l’estrapolazione parziale di curve caratteristiche e successivamente utilizza un polinomio di
regressione per estendere ogni curva su tutto il campo di rapporti di espansione. In definitiva utilizza
un metodo ibrido che fa uso del metodo della manipolazione dell’esponente e successivamente utilizza
un modello empirico
175
Questa problematica non si presenta quando si utilizzano metodi semi teorici che tengono conto della
trasformazioni del flusso attraverso la turbina. In più l’accuratezza di tali metodi è generalmente
maggiore rispetto ai metodi prima presentati, funzione comunque del dettaglio con cui si descrive
l’evoluzione del flusso nella turbomacchina. Futral e Wassembauer [106] hanno implementato un
modello in cui vengono descritte tutte le principali zone di passaggio del flusso attraverso la turbina.
Le perdite per attrito viscoso sono state introdotte attraverso degli opportuni coefficienti di perdita e le
perdite per cattiva incidenza sono state ipotizzate proporzionali all’energia cinetica relativa normale
alle palette all’ingresso del rotore (modello NASA). È interessante notare come i valori di velocità
siano stati adimensionalizzati rispetto alle grandezze critiche (flusso sonico) nelle differenti sezioni
considerate. Todd e Futral [7] hanno modificato il modello base (NASA) di perdite per incidenza
introducendo un angolo di incidenza ottimale, che non coincide necessariamente con l’angolo
geometrico ma può essere determinato attraverso il metodo di Stanitz [107] utilizzato per tenere in
considerazione lo scorrimento nei compressori centrifughi. La notevole influenza delle perdite per
cattiva incidenza sulle prestazioni della turbina in fuori progetto ha portato a successive modifiche del
modello che tenessero conto del lato della paletta (in pressione o depressione) su cui il flusso va ad
urtare [108]. Descombes et al. hanno effettuato una modellizzazione molto dettagliata ed originale
delle perdite attraverso la turbina a scapito dell’incrementato numero di coefficienti di perdita da
calibrare [109]. Un approccio alternativo interessante per la predizione delle prestazioni della turbina
in fuori progetto è stato avanzato da Binder et al [110]: una mappa della turbina alternativa è descritta
in funzione dei coefficienti di flusso e carico e sono sottolineate molte proprietà interessanti utili per la
predizione delle prestazioni della turbina; purtroppo gli autori al momento affermano le difficoltà
connesse con l’utilizzo di tale criterio al fine di estrapolare le curve caratteristiche. In base ai dati
geometrici della turbina disponibili ed in relazione all’esigenza di predire con sufficiente accuratezza
le caratteristiche di funzionamento della turbina in fuori progetto si è scelto di utilizzare un metodo al
valor medio. In particolare è stato ripreso un modello implementato da Dadone e Pandolfi [12] ed è
stato adattato allo scopo di introdurre un modello di perdite per cattiva incidenza più accurato poiché
queste hanno una notevole influenza sulle prestazioni della turbina funzionante in condizioni di fuori
progetto soprattutto quando le palette statoriche sono completamente chiuse. Tale modello è stato
176
successivamente modificato, introducendo il rendimento della turbina fra i parametri di modellazione,
per considerare con maggiore accuratezza le perdite per cattiva incidenza e attraverso il rotore.
Successivamente, per migliorare ulteriormente le capacità predittive di tale modello, sono stati
introdotti dei sotto-modelli capace di predire gli effetti legati al fenomeno della prerotazione che
determina una deviazione dell’angolo del flusso all’uscita delle palette dello statore. La descrizione e
le procedure per l’implementazione dei metodi proposti sono riportate nel paragrafo 5.5.3.
5.5.2
Modelli di estrapolazione del rendimento
La classificazione dei metodi per l’estrapolazione delle mappe del rendimento della turbina è
fondamentalmente la stessa utilizzata per le curve caratteristiche della portata. L’applicazione delle reti
neurali per l’estrapolazione del rendimento delle turbine presenta gli stessi limiti visti per le curve
caratteristiche della turbina.
I modelli a scatola chiusa sono molto utilizzati in questo ambito. Fra questi il più diffuso è quello
secondo cui il rendimento è parametrizzato come una funzione quadratica del rapporto caratteristico di
funzionamento BSR (Blade Speed Ratio):
BSR =
ω ⋅ r2
2 ⋅ c p ⋅ To, i
η = η max

  1
⋅ 1 − 
  βe

k
 k −1




 BSR
BSR
⋅2 ⋅
− 
 BSR max  BSR max

(108)








2




(109)
Più in generale il rendimento viene descritto tramite funzioni polinomiali del BSR. Comunque
esistono casi in cui il rendimento è stato descritto come funzione del rapporto di espansione [84].
Oldrich Vitek ha rappresentato il rendimento come funzione polinomiale sia del rapporto di
espansione sia del rapporto BSR [85].
Non esistono modelli semi-teorici estremamente semplificati per l’estrapolazione delle mappe del
rendimento della turbina. Gli svantaggi connessi all’utilizzo dei criteri basati sulla similitudine
fluidodinamica sono gli stessi incontrati per le curve caratteristiche della portata. In più Sexton riporta
177
nel suo lavoro un comportamento anomalo delle curve del rendimento estrapolate che presentano un
picco troppo elevato (irrealisticamente maggiore di 1) per valori estremamente bassi del rapporto di
espansione. Sexton quindi modifica la mappa sperimentale delle curve di coppia per eliminare tali
incongruenze fisiche.
Infine il rendimento può essere calcolato con i metodi al valor medio una volta note le perdite
complessive nella turbina. In base al dettaglio con cui vengono descritte le perdite nella turbina i
metodi al valor medio appaiono i più accurati per l’estrapolazione del rendimento. In realtà
l’accuratezza di tali metodi è legata alla capacità predittiva dei sottomodelli che descrivono le perdite
ed ai dati sperimentali disponibili per la loro calibrazione. Non è garantito per l’estrapolazione del
rendimento che l’accuratezza dei metodi al valor medio sia maggiore di quelli a scatola chiusa.
Pertanto, sono stati implementati alcuni metodi appartenenti a queste due classi di estrapolazione del
rendimento ed i risultati, riportati nel capitolo 6, sono stati confrontati allo scopo di selezionare il
metodo più appropriato per la predizione delle condizioni di funzionamento di interesse della turbina.
Quando le potenze fornite alla turbina sono molto basse le perdite per scambio termico diventano
importanti. Quanto detto è stato evidenziato in maniera esaustiva da Shabaan [97] che ha sviluppato un
modello 1-D dettagliato per la predizione dello scambio attraverso il turbogruppo: il calore viene
ceduto dalla turbina al compressore principalmente attraverso l’olio di lubrificazione dei cuscinetti
portanti mentre vengono trascurati gli effetti di convezione ed irraggiamento. Jung [111] ha suddiviso
il rendimento complessivo in due termini, il primo imputabile alle perdite aerodinamiche determinato
secondo l’Equ. (109) tramite regressione con i valori sperimentali, ed il secondo da associare allo
scambio termico determinato però dai dati sperimentali del rendimento. In base alla disponibilità di
dati sperimentali sul rendimento e sulla geometria della turbina non è stato possibile considerare in
questo lavoro gli effetti dello scambio termico.
178
5.5.3 Modelli di estrapolazione delle curve caratteristiche
e del rendimento della turbina.
In questo lavoro sono stati sviluppati due modelli per estendere le mappe della turbina.
Fondamentalmente, questi modelli riprendo la teoria proposta da altri autori (ad esempio Dadone e
Pandolfi [12]) per la modellazione del flusso in una turbina radiale In questi modelli, di tipo
unidimensionale, si tiene conto della geometria della turbina in corrispondenza della linea meridiana di
attraversamento della turbomacchina, facendo uso di ipotesi semplificate di perdita per cattiva
incidenza all’ingresso delle pale del rotore. In questo lavoro, è stato modificato il modello di calcolo
delle perdite per cattiva incidenza che hanno un notevole influenza sulle prestazioni della turbina in
condizioni di fuori progetto, possono raggiungere anche l’80% delle perdite complessive [109].
5.5.3.1 Primo modello di estrapolazione: curve caratteristiche
Il primo modello sviluppato introduce la seguente ipotesi principale: il numero limitato di palette e
l’effetto dei flussi secondari, determina una deviazione della direzione di uscita del flusso dallo statore
rispetto alla direzione geometrica; questo effetto è stato valutato usando la teoria proposta da Todd e
Futral [7]. La teoria dettagliata di tale modello è esposta di seguito.
Fig.89 Schema del turbogruppo e triangoli di velocità
In riferimento alla Fig.89 la portata di gas attraverso lo statore è:
G = ρ 2 ⋅ c 2 ⋅ A2 ⋅ sin(α 2 )
(110)
Se chiamiamo c2is la velocità all’uscita dello statore dopo una trasformazione isoentropica e definiamo
il coefficiente di perdita ϕ:
179
ϕ=
c2
c2is
(111)
applicando il primo principio della termodinamica tra monte e valle statore abbiamo che
c 2 = 2 ⋅ c p ⋅ T1 ⋅ ϕ ⋅ 1 − π 2µ
[
(
T2 = T1 ⋅ 1 − ϕ 2 1 − π 2µ
ρ2 =
)]
p1
π2
⋅
2
RT1 1 − ϕ 1 − π 2µ
(
(112)
(113)
(114)
)
in cui
µ=
k −1 ;
k
π2 =
p2
;
p1
(115)
e quindi:
G=
µ
A2 ⋅ sin(α 2 ) ⋅ p1 ϕ ⋅ π 2 ⋅ 1 − π 2
⋅
⋅
µ
1 − ϕ 2 ⋅ (1 − π 2µ )
R ⋅ T1
2
(116)
La portata di gas attraverso l’area di uscita del rotore A3 al raggio medio r3 vale:
G = ρ 3 ⋅ w3 ⋅ A3 ⋅ sin( β 3 )
(117)
Le prestazioni della turbina in condizioni di funzionamento fuori progetto sono influenzate
pesantemente dall’angolo di incidenza all’ingresso del rotore. Quindi, questo fenomeno deve essere
introdotto in maniera appropriata nel modello. Generalmente le palette del rotore presentano degli
spigoli affilati al bordo di attacco. In questa configurazione, è pratica comune accettare l’ipotesi di
distruzione isobarica della componente di velocità relativa ortogonale al profilo palare, w2n. Sotto
queste ipotesi, la temperatura e la pressione all’ingresso del rotore sono date da:
T2' = T2 +
w22n
;
2c p
p 2' = p 2
(118)
180
dove con l’apice differenziamo le condizioni in uscita dallo statore da quelle in ingresso al rotore,
subito dopo la distruzione della componente di velocità relativa ortogonale al profilo palare, w2n.
Nell’ambito di questo lavoro, per il calcolo della componenente w2n , si è tenuto conto
che la
circolazione attorno al rotore determina una deflessione del gas nelle immediate vicinanze dello
spigolo della pala verso il lato in depressione. Questo avviene poiché il carico sulle palette produce un
consistente gradiente di pressione statica che tende a spostare il flusso dalla superficie in pressione a
quella in depressione [112]. In accordo con Todd e Futral [7] l’angolo di incidenza ottimale (Fig.90)
può essere calcolato come di seguito:
β 2opt =
π
2




sin (α 2 ) 
− ν ⋅ λ ⋅ 1.98
−1 
− tan 
 Z ⋅ϕ ⋅ 1 − π µ
2

(119)
dove:
ν=
n ,
T1
λ=
2 ⋅ π ⋅ r2 ,
2⋅cp
(120)
e Z è il numero di palette del rotore.
Quindi come asserito da Rodgers [113] l’energia cinetica persa è calcolabile sulla base della differenza
fra la velocità reale nella direzione tangenziale ed il valore ottimale che comporta perdite per incidenza
minime, cioè:

π 

w2 n = w2 ⋅  cos( β 2 ) + sin( β 2 ) ⋅ tan  β 2 opt −  
2 


(121)
Quindi, considerando la prima legge della termodinamica in un sistema di coordinate rotanti con
velocità pari a quella del rotore, possiamo scrivere:
2
T3 +
2
2
2
w3
u
w
u
− 3 = T2 + 2 − 2
2c p 2c p
2c p 2c p
(122)
181
α2
β2opt
β2
c2
w2opt
w2
w2p
w2n
u2
Fig.90 Triangoli di velocità all’uscita dello statore con rappresentazione dell’angolo di incidenza
ottimale.
Definendo w3i come la velocità relative all’uscita del rotore in una espansione isoentropica, e T3i la
corrispondente temperatura statica, la (122) può essere riscritta:
w3is
2c pT1
= 1 + ν 2λ2ε 2 − 2 ⋅ν ⋅ λ ⋅ ϕ ⋅ cos α 2 1 − π 2µ −
T3is
T1
(123)
e
µ
2


T3is  p3  T2'
π  
µ
1 − ϕ 2 ⋅ (1 − π 2µ ) + ϕ ⋅ 1 − π 2 µ cos(α 2 ) −ν ⋅ λ + ϕ ⋅ 1 − π 2µ ⋅ sin(α 2 ) ⋅ tan β 2ott −    (124)
=
⋅
=
P
⋅
r


 p'  T
T1
2  



1
 2


dove:
ε=
Pr =
r3 ;
r2
p3
p2
.
(125)
Quindi, la velocità relative all’uscita del rotore è data da:
w3
2c pT1
= ψ x − yPr µ
(126)
dove ψ è il coefficiente di perdita del rotore:
ψ =
w3
w3is
(127)
e
182
x = 1 + (ε ⋅ν ⋅ λ ) 2 − 2 ⋅ν ⋅ λ ⋅ ϕ ⋅ cos α 2 ⋅ 1 − π 2µ

π 

y = 1 − ϕ 2 ⋅ (1 − π 2µ ) +  ϕ ⋅ 1 − π 2 µ cos(α 2 ) − ν ⋅ λ + ϕ ⋅ 1 − π 2µ ⋅ sin(α 2 ) ⋅ tan  β 2 ott −  
2 


(128)
2
(129)
L’equazione (122) applicata all’evoluzione reale fornisce:
(
)
T3
= 1 − ψ 2 ⋅ x + ψ 2 Pr µ y
T1
(130)
La portata attraverso lo statore ed il rotore deve essere uguale in condizioni stazionarie:
ϕ ⋅ 1 − π 2µ
1 − ϕ 2 ⋅ (1 − π 2µ )
= σ ⋅ Pr ⋅
x − y ⋅ Pr µ
ξ ⋅ x + y ⋅ Pr µ
(131)
in cui:
ξ=
σ=
1 −ψ 2
ψ2
;
A3 ⋅ sin( β 3 )
.
ψ ⋅ A2 ⋅ sin(α 2 )
(132)
(133)
L’equazione (131) fornisce le relazioni in forma implicita fra il rapporto globale di espansione βe, il
parametro relativo alla velocità di rotazione ν e il rapporto di espansione attraverso il rotore π2. Nota la
geometria della turbina, assegnati i valori di βe e ν , e stimati i coefficienti di perdita attraverso il
rotore e lo statore, è possibile calcolare π2 e determinare la portata massica dall’eq. (116).
Una volta note le perdite complessive attraverso la turbina è possibile calcolare il rendimento
isoentropico. Il rendimento isoentropico (total-to-total) della turbina è definito come il rapporto tra il
lavoro ottenuto in una espansione reale (che supponiamo adiabatica) adiabatica ed il lavoro ottenuto
nella espansione isoentropica, a parità di condizioni iniziali e di pressione finale
η is =
L
h − h30
= 10
Lis h10 − his ,30
(134)
Dal primo principio della termodinamica, se si trascurano le velocità all’ingresso ed all’uscita della
turbina il rendimento isoentropico può essere scritto:
183
1−
ηis =
T3
T1
 1 
1 −  
 βe 
µ
(135)
Pertanto, sostituendo nell’equ. (135) il valore di T3/T1 in riferimento all’equ. (130) si ottiene:
η is =
(
)
1 − 1 − ψ 2 ⋅ x − ψ 2 Pr µ y
 1
1 − 
 βe




µ
(136)
5.5.3.2 Secondo modello
Questo secondo modello si differenzia dal precedente poiché le condizioni termodinamiche all’uscita
della turbina sono calcolate dal rendimento isoentropico. Il costruttore della turbina, per ogni punto
sperimentale sulla mappa caratteristica della portata riporta anche il corrispondente rendimento
isoentropico. Quindi in tali regioni è possibile utilizzare i valori sperimentali del rendimento. Nelle
zone in cui non sono riportati dati sperimentali è necessario determinare il rnedimento tramite un altro
modello di estrapolazione e quindi utilizzare tali valori approssimati per procedere nel calcolo delle
curve caratteristiche con il modello ora proposto.
La teoria per la modellazione della portata attraverso lo statore è la stessa utilizzata nel modello
precedente (Equ. 110-116). La portata all’uscita del rotore è data dalla (117). La temperatura all’uscita
del rotore può essere espressa in funzione del rendimento isoentropico come di seguito:
  1 µ 
T3
= 1 − ηis 1 −   
  βe  
T1


(137)
Considerando l’equazione (122), la velocità relativa all’uscita dei vani del rotore è data da:
  1 µ 
w3
= x − 1 + ηis 1 −   
  βe  
2c pT1


(138)
Quindi l’equazione (131) diventa:
184
ϕ ⋅ 1 − π 2µ
µ
1 − ϕ ⋅ (1 − π 2 )
2
=
(
x − 1 + ηis 1 − (Pr ⋅ π 2 )µ
A3
⋅ Pr ⋅
A2
1 − η is 1 − (Pr ⋅ π 2 )µ
(
)
)
(139)
Nota la geometria della turbina, assegnati i valori di βe e ν , stimato il coefficiente di perdita attraverso
lo statore, e nota la mappa dei rendimenti isoentropici della turbina è possibile calcolare π2 e
determinare la portata massica dall’Equ. (116).
5.5.3.3 Determinazione dei coefficienti dei modelli di previsione delle
prestazioni della turbina
Come visto, i modelli proposti si differenziano non solo nelle equazioni ma anche nei parametri
richiesti per poter procedere con la modellazione della turbina. Il primo modello richiede la geometria
della turbina ed i coefficienti di perdita attraverso lo statore ed il rotore. Il secondo richiede la
geometria della turbina, il coefficiente di perdita attraverso lo statore, e la mappa completa del
rendimento. I dati geometrici richiesti per procedere con la modellazione della turbina sono:
•
•
•
l’area di passaggio ingresso rotore A2
l’angolo di calettamento delle palette statoriche α2.
Il rapporto tra le aree, perpendicolari al flusso, all’uscita del rotore ed all’ingresso del rotore
A3,eff sin(β3)/A2 sin(α2).
•
•
•
il raggio all’ingresso del rotore r2
il raggio medio all’uscita del rotore r3
il numero di pale del rotore (solo per il primo metodo).
Glassman e Meitner hanno riscontrato che, se la turbina funziona in condizioni operative
particolarmente distanti da quelle di progetto come nel caso di una turbina a geometria variabile con lo
statore completamente chiuso, è possibile che si creino all’uscita del rotore delle consistenti zone di
ricircolo che possono determinare in corrispondenza dell’uscita del rotore una notevole riduzione della
sezione effettiva di uscita del flusso [114]. L’area effettiva di uscita del flusso dal rotore A3n,eff
differisce molto dal valore geometrico A3n,geo. Pertanto tale area rappresenta una ulteriore incognita da
determinare.
185
Baines [115] ipotizza che l’angolo di uscita del flusso dallo statore non corrisponde con l’angolo delle
palette. Baines considera, per valori di Mach sotto 0.3, che la deviazione fra l’angolo del flusso e
quello costruttivo è costante fissata la geometria della turbina. Quindi si è deciso inizialmente di
verificare quanto riportato da Baines e di considerare anche l’angolo α2 una incognita del problema.
Comunque nel paragrafo 6.4.2 sulla validazione dei modelli relativi alle mappe della turbina, si
dimostra che l’angolo α2,eff calcolato è quasi uguale al corrispondente valore geometrico. Invece
sembra che l’area di passaggio effettiva in corrispondenza della sezione di uscita del rotore sia
consistentemente differente dal corrispondente valore geometrico soprattutto nelle configurazioni con
statore quasi completamente chiuso.
I parametri incogniti possono essere modellati sulla base dei dati sperimentali disponibili in differenti
modi; è consigliabile procedere con un metodo di minimizzazione dello scostamento quadratico medio
fra i valori sperimentali disponibili ed i corrispondenti valori calcolati a pari rapporto di espansione.
Per quanto riguarda il primo modello è possibile far riferimento sia ai dati sperimentali sul rendimento
sia a quelli relativi alle curve caratteristiche sperimentali della portata. Quindi i coefficienti del
modello possono essere modellati attraverso la procedura di minimizzazione in riferimento ai seguenti
dati sperimentali:
1. mappa del rendimento.
2. mappa delle curve caratteristiche di portata.
3. curve caratteristiche di portata e del rendimento.
La scelta del criterio è legata alla disponibilità di dati sperimentali (ad esempio se non si hanno
sperimentali dati sul rendimento è possibile far riferimento solo alla mappa caratteristica della portata)
ed alla plausibilità dei risultati ottenuti.
Per il secondo modello la procedura di minimizzazione può essere effettuata solo sulla base delle
curve caratteristiche sperimentali poiché i dati sperimentali sul rendimento vengono già utilizzati
all’interno del modello (i valori sperimentali e calcolati del rendimento coincidono).
I risultati ottenuti dopo la prima fase di validazione dei modelli denotano una capacità predittiva
ridotta del primo e del secondo modello; pertanto per i primi due modelli proposti, al fine di ridurre
186
l’errore tra dati calcolati e sperimentali si è deciso di considerare sia i coefficienti di perdita sia la
sezione A3,eff funzioni della velocità di rotazione.
Quindi le incognite del problema sono tre per ogni velocità di rotazione nel primo modello (i due
coefficienti di perdita ed il rapporto A3n,eff /A2n) e due per ogni velocità di rotazione nel secondo (i
coefficienti di perdita attraverso lo statore ed il rapporto A3n,eff /A2n).
La procedura di minimizzazione può essere effettuata utilizzando contemporaneamente tutti i dati
sperimentali disponibili sul funzionamento della turbina. Comunque, poiché i parametri da calibrare
dipendono solo dal numero di giri, è consigliabile utilizzare solo i dati relativi ad un valore di velocità
per volta (ad esempio una curva caratteristica per volta). In questo modo si riduce il tempo
computazionale necessario per giungere alla soluzione della procedura di minimizzazione.
In questo modo è possibile ‘prolungare’ le curve caratteristiche già esistenti. Può essere necessario
determinare le curve caratteristiche ad una velocità di rotazione differente da quelle per cui si hanno
dati sperimentali; in questo caso si può utilizzare una procedura di estrapolazione dei coefficienti di
calibrazione come fatto per l’esponente m nel caso dei compressori: si sceglie un coefficiente di
calibrazione e si determina una curva di regressione di tale coefficiente in funzione della velocità di
rotazione; la procedura si ripete per gli altri coefficienti di calibrazione. In questo modo è possibile
determinare i coefficienti di calibrazione per qualsiasi velocità di rotazione della turbina.
187
6 Applicazioni e verifica sperimentale
L’analisi quasi uni-dimensionale si rivela quindi lo strumento più adatto per una buona progettazione
di base e la riduzione quindi del lavoro svolto durante il resto del processo di sviluppo del motore. È
possibile effettuare simulazioni in stazionario di ausilio alla fase di prova al banco ma anche in
transitorio utili nelle fasi successive. L’obiettivo della presente ricerca è quello di riuscire a simulare
correttamente con codici 1D l’intero ciclo guida della normativa europea per un motore Diesel (vedi
Fig.91).
Fig.91 Ciclo guida europeo
Il ciclo guida è effettuato per l’80-90% della durata in condizioni di basso regime di rotazione del
motore (1000-2000 giri/min) e a basso carico ( PME compresa tra 0 e 4 bar) in cui è possibile far
ricircolare una notevole quantità di gas combusti per attuare la combustione detta a carica omogenea
che permette di ridurre significativamente la formazione di NOx. Una corretta previsione del
comportamento del motore in un ciclo guida è quindi strettamente legata alle capacità predittive del
codice di simulare queste condizioni di funzionamento. Il parametro che influenza principalmente la
formazione di NOx e particolato, i due inquinanti più critici dei motori Diesel, è la frazione di gas
combusti di ricircolo (EGR) (portata massica di gas combusti diviso portata massica totale in ingresso
ai cilindri). L’influenza dei gas di ricircolo sulla formazione di NOx è notevole soprattutto per alti
valori della frazione di EGR: se si considera il limite nelle emissioni di ossidi di azoto imposto dalle
case produttrici per la normativa Euro 5 durante la prova al banco si nota dai grafici in Fig.92 come
188
una previsione della frazione di EGR affetta da un errore del 10% possa portare ad un’errata
previsione sul superamento o meno dei requisiti richiesti in termini di emissioni e quindi a successive
modifiche da apportare nelle fasi sperimentali e al mancato raggiungimento della configurazione
motoristica ottimizzata.
Fig.92 A sinistra esempio di limiti imposti sulle emissioni al banco prova. A destra esempio di trend
NOx-EGR in un motore Diesel di ultima generazione.
In questo contesto è fondamentale riuscire a predire correttamente attraverso le simulazioni il
comportamento del turbogruppo ed in particolare la pressione di sovralimentazione e la
contropressione allo scarico che influenzano consistentemente la quantità di gas combusti di ricircolo.
In questo lavoro è stato esaminato il comportamento di un motore ad accensione spontanea
sovralimentato con turbina a geometria variabile e provvisto di un sistema di ricircolo dei gas di
scarico ad alta pressione in condizioni tipiche di quelle che si possono ritrovare durante un ciclo di
prova. Pertanto, la modellizzazione del turbogruppo è di notevole importanza per un’accurata
simulazione di tali condizioni di funzionamento. La tecnica più accurata di modellizzazione del
turbogruppo fa uso delle curve caratteristiche del compressore e della turbina. Durante i cicli previsti
dalle normative antinquinamento, la quantità di EGR prevista nei motori di ultima generazione è
estremamente elevata e di conseguenza la portata di gas che attraversa il compressore e la turbina è
generalmente esigua. Sfortunatamente, le mappe del turbogruppo spesso non riportano dati
sperimentali per valori così ridotti di portata. Lo scopo di questo lavoro di ricerca è di valutare le
mappe della turbina e del compressore fuori dall’area nel quale il costruttore ha riportato le curve
caratteristiche, per poter procedere con la simulazione del motore ai bassi carichi e/o con elevate
quantità di EGR.
189
I metodi di estrapolazione proposti nel precedente capitolo sono stati applicati per estendere le mappe
del turbogruppo montato sul motore sei cilindri preso in esame. Prima di procedere con le simulazioni
è stata effettuata una procedura di analisi e validazione preliminare di tali modelli. In particolare, le
capacità predittive dei metodi di estrapolazione delle mappe della turbina sono state testate su mappe
sperimentali di una turbina riportate in letteratura [116],[117]. Quindi, dopo un’attenta messa a punto
del codice uni-dimensionale BOOST si è proceduto a simulare una serie di punti di funzionamento a
basso carico con variazione della quantità di EGR. Il confronto tra i risultati sperimentali e quelli
calcolati mostra che i metodi proposti permettono di simulare con buona accuratezza i punti di
funzionamento del motore a basso carico ed elevate percentuali di EGR, condizioni in cui il
turbogruppo funziona in regioni della mappa distanti dai punti sperimentali riportati dal costruttore.
6.1 Descrizione del banco prova
Il motore esaminato è ad accensione per compressione sovralimentato con turbogruppo a gas di
scarico, sei cilindri, 4 tempi, per una cilindrata complessiva pari a 3000 cm3. Le caratteristiche
principali di tale motore sono riportate in Tabella 20.
Tabella 20
Caratteristiche principali del motore.
Motore
Diesel – Turbo Intercooler
Numero di cilindri
6
Corsa x alessaggio
90 [mm] x 84 [mm]
Lunghezza biella
136 [mm]
Rapporto di compressione
16
Potenza massima
170 [kW] a 4000 [RPM]
Sistema di iniezione
Common rail con iniettori a solenoide
Sistema di alimentazione aria
Sovralimentazione con VGT e intercooler
Sistema EGR
Sistema ad alta pressione
La sovralimentazione è effettuata tramite un sistema con turbogruppo a gas di scarico provvisto di
VGT con modalità a pressione costante. Questa configurazione determina livelli di coppia elevati in
un largo campo di funzionamento. Le principali caratteristiche geometriche della turbina e del
190
compressore sono mostrate in Tabella 21, mentre le caratteristiche operative sono riportate nelle
mappe (Fig.93, Fig.94, Fig.95)
Tabella 21
Caratteristiche principali della geometria della turbina e del compressore.
Turbina
Compressore
Diametro ingresso rotore [mm]
54
44.5
Diametro uscita rotore [mm]
46
60
Altezza palette all’ingresso del rotore [mm]
8.6
-
Numero di palette del rotore [-]
9
-
Angolo uscita statore α2 (min – max) [°]
20-59
-
Il motore è equipaggiato con un sistema di ricircolo dei gas combusti ad alta pressione. La valvola
EGR controlla la quantità di gas di ricircolo. In più, allo scopo di aumentare ulteriormente la
percentuale di EGR, è inclusa una valvola per la regolazione del flusso d’aria nel condotto di
aspirazione. Il refrigeratore posto sul ramo di aspirazione (intercooler) è stato scelto secondo i criteri
della casa costruttrice in base alla potenza massima per cui è stato progettato il motore (160 KW); la
matrice è a piatti e piastre con un volume di circa 2 litri. Il refrigeratore posto sul ramo EGR (EGR
cooler) ha un volume del nucleo pari a mezzo litro dimensione tale da permettere di ottenere una
quantità di gas di ricircolo sufficiente per il raggiungimento del grado di NOx desiderato (elevato
scambio termico: elevata capacità) mantenendo una consistente rapidità di risposta nei transitori
(capacità ridotta); la matrice è a fascio tubiero. Entrambe gli scambiatori sono refrigerati con acqua. Il
sistema di iniezione è Common Rail con iniettori ad attuazione magnetica con possibilità di effettuare
fino a cinque iniezioni consecutive durante il ciclo ad alta pressione. Tale motore è stato allestito con
un notevole numero di sensori per il rilevamento dei parametri di interesse (vedi Fig.96). Sono state
rilevate: la pressione e le temperature monte e valle compressore, valle intercooler, nel collettore di
aspirazione, al termine dei condotti di scarico uscenti da ogni cilindro in corrispondenza del collettore
di scarico, monte e valle dell’EGR cooler, monte e valle turbina. Inoltre è stato adibito di sensore per il
rilevamento della pressione all’interno dei cilindri. Il banco prova è fornito di freno/motore a correnti
parassite e permette l’analisi del motore in ‘trascinato’ e quindi, ad esempio, è possibile il rilevamento
della curva di pressione reale interno cilindro durante la fase di compressione senza combustione. é
191
presente una cella gravimetrica per la misura del carburante iniettato. Tutte le celle possiedono un
sistema di condizionamento del gasolio che permette di mantenere la temperatura di quest’ultimo
all’ingresso del motore pari a 30 °C, conservando in tal modo durante le sequenze di prove le stesse
proprietà termo-fluidodinamiche. La portata volumetrica è rilevata da un misuratore a palette. Il
fumosimetro (Smokemeter AVL 415S) permette di rilevare in funzione del grado di opacizzazione di
una carta la concentrazione di particolato carbonioso nei gas di scarico. Lo strumento è settato in
modalità ‘auto-range con pre-measurement’: in tale modalità operativa lo strumento smokemeter
utilizza un approccio “trial&error” prelevando dapprima un piccolo volume di campionamento (circa
200 ml) e successivamente calcolando, in base al livello di fumo letto, il volume necessario ad ottenere
la migliore accuratezza sulle misure.
Un sistema di analisi dei gas (Horiba 7100) determina il tenore di ossigeno, carbonio (soot),
idrocarburi incombusti, monossido di carbonio, anidride carbonica e ossidi di azoto allo scarico.
Anidride carbonica ed ossido di carbonio sono misurati tramite metodo spettrometrico all'infrarosso
non dispersivo previa deumidificazione dei gas poiché il vapor acqueo è l’unico gas che interferisce
nella misura con tale strumento. Gli NOx sono rilevati tramite chemiluminescenza cioè l'emissione di
radiazione elettromagnetica, in particolare nel visibile e nel vicino infrarosso, che può accompagnare
una reazione chimica. Un rivelatore a ionizzazione di fiamma (FID, Flame Ionization Detector)
permette di misurare la quantità di idrocarburi incombusti tramite la misura del valore di corrente
generata dagli ioni prodotti in seguito alla combustione degli HC. L’analizzatore di ossigeno è
magneto-pneumatico ed opera sul principio che un flusso di ossigeno passante in un condotto in cui è
presente un campo magnetico non uniforme quando miscelato con gas aventi un diverso tenore di
ossigeno, genera un gradiente di pressione [118].
Dai dati relativi ai gas di scarico è possibile ricavare e verificarne altri come la portata di aria o
carburante per poter validare le prove effettuate.
192
Fig.93 Curve caratteristiche della turbina. Sono riportati sei livelli di apertura dello statore.
Fig.94 Rendimento della turbina. Sono riportati sei livelli di apertura dello statore.
193
Fig.95 Mappa del compressore.
Fig.96 Disposizione dei sensori e dei componenti del motore. T= sensore di temperatura; P= sensore
di pressione
194
6.2 Prove sperimentali
La fase di analisi al banco prova può avere tantissime finalità: è possibile fare dei test di durata dei
componenti e della sensoristica; può essere studiato il comportamento di nuove tecnologie accoppiate
al motore; le applicazioni sono svariate ma principalmente serve per avere una descrizione
soddisfacente del reale comportamento del motore dopo la fase di sviluppo concettuale a cui deve
seguire la calibrazione di vari parametri per il miglioramento delle prestazioni ed il raggiungimento
dei requisiti richiesti dal committente.
La campagna sperimentale eseguita al banco si compone di prove a basso, medio e pieno carico.
Le prove a basso carico caratterizzano il comportamento del motore al ciclo guida; in questo campo il
parametro guida è il raggiungimento dei requisiti sulle emissioni. In Tabella 22 è riportata una
sequenza di prove a basso carico (1500 giri/min e 3 [bar] di PME).
La quantità di gas combusti di ricircolo è stata variata agendo sull’apertura della valvola EGR. La
velocità è regolata dal banco; la PME è mantenuta costante variando la quantità di combustibile
introdotta durante l’iniezione; le altre iniezioni rimangono invariate.
Tabella 22
Prove con valvola EGR aperta e valvola a farfalla completamente aperta (velocità di rotazione
= 1500 [giri/min]; PME = 3 [bar]
Numero della
prova
Duty cycle del sistema di controllo
della valvola EGR [%]
1
54,6
2
56,1
3
57,7
4
59,2
5
61,4
6
63,6
7
65,6
8
67,5
9
69
10
70,8
11
73,3
12
76,7
195
Le condizioni di partenza a valvola EGR chiusa sono scelte in base ad un buon compromesso fra i
parametri di interesse: emissioni, rumorosità, consumo specifico. La valvola EGR viene aperta
gradualmente fino ad essere aperta completamente oppure fino alla condizione di bassa sostenibilità
della combustione individuabile principalmente attraverso due parametri: angolo di manovella in cui è
stata bruciata metà della quantità di combustibile introdotta in un ciclo (MBF50) e irregolarità ciclica
di combustione. Nel caso del motore in esame la valvola a farfalla posizionata sul condotto di
aspirazione dell’aria è stata chiusa parzialmente per incrementare ulteriormente la percentuale di EGR
(Tabella 23).
Tabella 23
Prove con valvola EGR aperta e valvola a farfalla parzialmente aperta (duty della valvola
EGR=73%;Velocità di rotazione = 1500 [giri/min]; PME = 3 [bar])
Test
number
Duty cycle of the throttle
valve controller [%]
1
53,1
2
62,5
3
77,1
Durante le sequenze con EGR la turbina a geometria variabile è mantenuta nella configurazione a
statore completamente chiuso: in questo modo si massimizza la contropressione allo scarico e quindi
la portata di gas combusti di ricircolo continuando a fornire al compressore notevole potenza per
aspirare un sufficiente quantitativo di aria per sostenere la combustione.
Durante le prove a medio carico (Tabella 24) sono assegnati vari obiettivi da raggiungere: emissioni
contenute, bassa rumorosità, valori di coppia e consumi rispondenti alla tipologia di vettura a cui è
destinato il motore. La valvola EGR è chiusa e le emissioni vengono limitate con iniezioni multiple e
tenendo elevati i valori di pressione del combustibile nel Common Rail per ottenere una ottima
nebulizzazione ed una rapida iniezione in camera. Le iniezioni pilota permettono di appiattire le
repentine variazioni di pressione tipiche della combustione nei motori Diesel riducendone la
rumorosità. Inoltre preriscaldano la carica permettendo una più rapida ed uniforme accensione del
combustibile iniettato e quindi una migliore modellazione della combustione. In questo caso mancano
le iniezioni successive a quella principale: mantenendo più alte le temperature permettono a parte del
carbonio (particolato) formatosi di completare la trasformazione in anidride carbonica; esistono anche
196
iniezioni che avvengono quasi ad apertura delle valvole di scarico ma servono per la rigenerazione del
filtro antiparticolato non installato sul motore in esame. La turbina viene aperta in modo da ottimizzare
il processo di combustione senza determinare eccessive contropressioni allo scarico.
La coppia e la massima potenza raggiungibile sono i parametri fondamentali delle prove a pieno carico
(Tabella 24).
In queste condizioni la rumorosità e le emissioni non vengono tenute in considerazione: la valvola
EGR è chiusa; è presente solo l’iniezione principale; si cerca di introdurre il massimo quantitativo di
combustibile e si ottimizza la fasatura dell’iniezione per ottenere il massimo lavoro indicato fino al
raggiungimento di un limite dettato o dalla soglia di fumosità del motore in seguito a combustione
anomala o dal massimo limite strutturale di pressione in camera. L’apertura della turbina viene
regolata in modo da ottenere notevoli valori del riempimento del cilindro (da cui dipende la quantità di
combustibile che è possibile introdurre) e bassi della contropressione allo scarico per massimizzare il
lavoro indicato.
Tabella 24
Prove senza EGR
N° prova
Velocità di rotazione
del motore [RPM]
PME
[bar]
Apertura dello
statore della turbina
[duty elettrico %]
Prove a carico parziale
1
1500
12
6
2
2500
4
22
3
2500
12
35
4
3000
4
30
5
3000
12
43
16.5
61
Prova a pieno carico
6
4000
6.3 Messa a punto del codice
Il codice commerciale quasi 1-D noto come AVL BOOST® è stato usato per simulare il motore
durante le prove riportate nel paragrafo precedente. Al fine di calibrare i modelli del codice, sono state
effettuate prove preliminari di simulazione su uno schema semplificato senza il modulo del
turbogruppo (Fig.97); le condizioni operative del motore sono riportate in Tabella 22,Tabella 23 e
197
Tabella 24; le condizioni al contorno sono state definite assumendo i valori sperimentali misurati a
monte della turbina e a valle del compressore. I collettori di aspirazione e scarico sono stati modellati
attraverso dei condotti invece che attraverso delle capacità equivalenti zero-dimensionali. In questo
modo è possibile tenere conto delle onde di pressione che viaggiano attraverso i collettori.
Fig.97 Schema del motore senza modulo del turbogruppo
6.3.1 Calibrazione dei modelli per le prove senza EGR
La procedura di messa a punto è stata effettuata in due fasi successive; in una prima fase sono stati
calibrati i modelli relativi ai componenti che influenzano il comportamento del motore nelle
condizioni di funzionamento senza EGR; pertanto in questa prima fase la messa a punto è stata
effettuata in relazione ai punti senza EGR riportati in Tabella 24.
Al fine di mettere a punto i modelli di calcolo relativi ai condotti di scarico e di aspirazione, si è
adottata una procedura idonea ad evitare che la possibile influenza dei modelli di calcolo della
combustione. A questo scopo si è scelto di utilizzare i dati sperimentali relativi alle curve di pressione
interno cilindro rilevate dal sensore piezo-elettrico in testa ai cilindri del motore; i valori di pressione
all’interno dei cilindri sono stati inseriti nel modello di analisi della combustione ‘target pressure
curves’ che ha provveduto a determinare le condizioni termodinamiche all’interno delle camere di
combustione. Tale modello di analisi della combustione prevede tre opzioni differenti (vedi
par.5.1.1.1.2) che servono per assicurare uno stato termodinamico consistente quando le valvole di
aspirazione sono chiuse completamente (inizio del ciclo di alta pressione). Fra le tre opzioni si è scelto
di traslare la curva di pressione sperimentale; in questo modo il valore sperimentale della pressione
all’inizio del ciclo di alta pressione deve combaciare con quello determinato dal codice utilizzando il
198
valore di pressione calcolato all’aspirazione. Questa scelta è stata fatta in base alle seguenti
considerazioni:
•
i sensori piezo-elettrico montati sui cilindri del motore in esame non hanno delle specifiche tali da
poter misurare accuratamente i valori di pressione che si hanno all’inizio del ciclo ad alta
pressione.
•
i valori di temperatura e pressione calcolati in corrispondenza del collettore di aspirazione devono
essere in buon accordo con i corrispondenti valori sperimentali che sono stati misurati con
notevole accuratezza. Questo garantisce che le condizioni termodinamiche calcolate nel collettore
di aspirazione sono corrette e che possibili differenze tra il valore di pressione calcolato all’inizio
del ciclo ad alta pressione ed il corrispondente valore misurato dal sensore di pressione interno
cilindro sono da imputare ad una bassa sensibilità di misura di tale sensore.
Il modello relativo all’intercooler può essere calibrato inserendo i dati sperimentali relativi alle perdite
di carico ed allo scambio termico in un punto di funzionamento. Da questi dati il codice BOOST
determina il fattore moltiplicativo dello scambio termico fHTC (vedi par. 5.1.4) ed il coefficiente di
attrito attraverso lo scambiatore. Questi valori rimangono costanti al variare delle condizioni di
funzionamento. Per modellare tali coefficienti si sono scelti i dati sperimentali del punto di
funzionamento a pieno carico riportato in Tabella 24. E’importante che, nel punto preso in esame per
la taratura,la caduta di pressione attraverso lo scambiatore sia sufficientemente elevata in modo tale
che possibili errori nella misura della pressione a monte o a valle dello scambiatore siano poco
influenti sul valore della caduta di pressione stessa e quindi sul calcolo del coefficiente di attrito.
Successivamente sono stati modellati i condotti di aspirazione e scarico del motore. I parametri
principali che bisogna calibrare sono le perdite di carico e lo scambio termico. Le perdite di carico
vengono sono funzione del coefficiente di attrito, lo scambio termico è funzione della temperatura
delle pareti e del fattore correttivo fHTC. Nel manuale di uso di BOOST sono indicati alcuni valori tipici
dei coefficienti di attrito che dipendono, in regime di flusso completamente turbolento, dal materiale di
cui sono composti i condotti, dall’invecchiamento del materiale, e dalla dimensione caratteristica del
condotto Tabella 25.
199
Tabella 25
Valori standard per il coefficiente di attrito in condizioni di regime turbolento.
Non avendo a disposizione dati sulla rugosità dei materiali utilizzati sono stati utilizzati i coefficienti
di attrito relativi all’acciaio con una rugosità di 0.25 mm. I risultati ottenuti con tali coefficienti di
attrito sono superiori ai corrispettivi valori sperimentali. Questo è da imputare alla geometria
complessa dei condotti di swirl (Fig.98) che determinano delle consistenti perdite di carico
concentrate. Il problema è stato risolto incrementando notevolmente il coefficiente di attrito dei
condotti di swirl (da valori prossimi a 0,03 a 0,6)
Fig.98 Geometria delle porte di ingresso dei cilindri.
Le perdite concentrate sono proporzionali al quadrato della velocità del flusso. Pertanto si consiglia di
calibrare il coefficiente di attrito equivalente che tiene conto delle perdite concentrate nel condotto di
swirl in punti di funzionamento caratterizzati da portate elevate. In questo lavoro è stato scelto l’unico
punto di funzionamento a pieno carico disponibile. In questo punto la portata calcolata senza tener
conto delle perdite concentrate è pari a 0.222 kg/s (la calibrazione delle temperature a parete era già
stata effettuata) mentre il valore sperimentale è circa 0.21 kg/s. L’errore percentuale nel calcolo della
portata è pari a circa il 6%. Ovviamente la calibrazione del coefficiente di attrito equivalente dei
condotti di scarico porta a far combaciare i valori sperimentali e numerici della portata. Una volta
determinato il coefficiente equivalente dei condotti di swirl per un punto di funzionamento con portata
elevata (il punto 6 in questo caso) è possibile utilizzare lo stesso valore per gli altri punti. Ad esempio
200
se si considera la prova 1 (Tabella 24) la portata calcolata con il coefficiente di swirl pari a 0.03 è
0.0619 kg/s, mentre se si utilizza un coefficiente pari a 0.6 la portata calcolata è uguale a 0.0614 kg/s
(errore pari allo 0.008%) ed il valore sperimentale della portata è 0.0609 kg/s. Con tale coefficiente di
attrito equivalente migliorano anche i risultati delle simulazioni degli altri punti di funzionamento a
carico parziale presi in esame (Fig.99).
Fig.99 Errore percentuale relativo alla portata calcolata nelle simulazioni dei punti di funzionamento
senza EGR (Tabella 24); la linea rossa rappresenta le simulazioni con coefficiente dei condotti di swirl
pari circa a 0.03; la linea blu rappresenta le simulazioni con coefficiente dei condotti di swirl pari a
0.6.
I parametri relativi allo scambio termico dei gas attraverso i condotti devono essere modellati in
maniera tale che le temperature calcolate nei condotti siano in buon accordo con i valori rilevati
sperimentalmente. In questa fase di messa a punto del codice, sono stati presi in esame i valori di
temperatura sperimentali misurati in corrispondenza del collettore di aspirazione, dei condotti uscenti
dai cilindri, ed all’ingresso della turbina. Fissate le dimensioni dei condotti ed il coefficiente di attrito,
i parametri che possono essere calibrati per lo scambio termico attraverso i condotti sono la
temperatura delle pareti ed il fattore moltiplicativo dello scambio termico (vedi eq. (62)). In realtà la
temperatura a parete può essere calcolata utilizzando un modello 1-D di scambio termico attraverso le
pareti; comunque questo richiede altri dati sperimentali (spessore delle pareti, conducibilità termica
del materiale utilizzato, etc.) che non sempre sono disponibili; in più il calcolo 1-D incrementa
notevolmente il tempo computazionale. Pertanto si è scelto di utilizzare la temperatura a parete come
parametro di calibrazione dello scambio termico. Per semplicità, si è scelto di utilizzare un unico
valore della temperatura a parete per i condotti di aspirazione ed un altro valore per i condotti di
scarico; il fattore moltiplicativo è stato lasciato pari ad 1 (valore di default). Lo scambio termico
attraverso i condotti all’aspirazione è praticamente trascurabile poiché le temperature dei gas sono
201
molto basse; pertanto la temperatura delle pareti all’aspirazione è stata settata pari al valore della
temperatura sperimentale misurata nel collettore di aspirazione. La calibrazione delle temperature a
parete allo scarico è stata effettuata per tentativi facendo riferimento alla temperatura a monte della
turbina.
Tabella 26
Valori di temperatura calcolati e misurati allo scarico.
N.
Temperatura
Temperatura
Temperatura
prova
calcolata uscita
sperimentale
calcolata
1° cilindro [°C]
uscita 1°
monte
cilindro [°C]
turbina [°C]
Temperatura
sperimentale
monte
turbina [°C]
Temperatura
parete
condotti
scarico [°C]
1
512
502
562
568
350
2
320
286
339
334
350
3
522
503
583
578
360
4
323
299
345
340
350
5
551
525
614
600
380
6
751
737
825
831
400
Come si può notare dalla Tabella 26, per ogni punto di funzionamento la temperatura misurata
all’uscita dal primo cilindro è sempre minore della temperatura misurata a monte della turbina. Il
motivo è che nei condotti a valle dei cilindri la temperatura è elevata solo nella frazione del ciclo in
cui il cilindro a monte sta scaricando i gas combusti; nel resto del ciclo non passa portata e le
temperature si abbassano. Invece a monte della turbina confluiscono i gas uscenti da tutti i cilindri e
pertanto la temperatura rimane sempre alta. Quindi la temperatura mediata sul ciclo a monte turbina è
più alta di quella misurata nei condotti uscenti dai cilindri. Il codice riesce a predire questo fenomeno
anche se in maniera parziale; infatti tende a sovrastimare la temperatura nei condotti uscenti dai
cilindri.
6.3.2 Calibrazione dei modelli per le prove con EGR
In una seconda fase sono stati impostati i modelli relativi ai componenti che vengono utilizzati durante
le prove con EGR e pertanto sono stati presi in considerazione i punti riportati in Tabella 22 e Tabella
23. Per semplicità anche in questa seconda fase è stato utilizzato uno schema del motore senza
202
turbogruppo (Fig.97). Per determinare la quantità di gas di ricircolo è fondamentale caratterizzare
accuratamente la valvola EGR. Il metodo più semplice, ed il più utilizzato nei codici quasi 1-D, per
modellare una valvola consiste nel fornire il coefficiente di efflusso della valvola al variare
dell’apertura della valvola. Generalmente questi dati vengono forniti dal costruttore della valvola.
Purtroppo in questo lavoro i dati relativi alla caratterizzazione della valvola non sono stati forniti dal
costruttore. La caratterizzazione della valvola EGR è stata effettuata attraverso le simulazioni dei punti
con EGR e valvola a farfalla sul ramo di aspirazione completamente aperta (Tabella 22).
Se prendiamo in considerazione un punto di funzionamento simulato con lo schema senza turbogruppo
si ha che la velocità di rotazione del motore, la pressione valle compressore e monte turbina sono
fissate. Quindi i parametri su cui si può agire per variare la portata di aria sono principalmente il grado
di apertura della valvola EGR e della valvola a farfalla sul ramo di aspirazione, la temperatura dei gas
di scarico all’uscita dello scambiatore posto sul ramo EGR (EGR cooler) e la temperatura dell’aria a
valle dell’intercooler; la pressione a monte della valvola EGR è praticamente costante pari a quella
monte turbina costante per ipotesi. Se si considera ulteriormente che la valvola a farfalla è
completamente aperta e si impone che le temperature simulate a valle dell’EGR cooler e
dell’intercooler siano uguali ai corrispettivi valori sperimentali, si ha che la portata di aria aspirata è
solo una funzione del grado di apertura della valvola EGR: sotto queste ipotesi, il coefficiente di
efflusso della valvola EGR in un punto di funzionamento è determinato univocamente una volta che la
portata di aria aspirata calcolata è pari a quella misurata sperimentalmente.
Anche la temperatura nel collettore di aspirazione è un parametro estremamente sensibile alla
variazioni di apertura della valvola EGR. Infatti la temperatura nel collettore di aspirazione facendo
riferimento al bilancio dell’energia dipende dai differenti contributi entalpici dei gas provenienti dal
ramo di aspirazione e dal ramo EGR (si considera trascurabile lo scambio termico con le pareti):
c p ,tot (G EGR + Garia )Tcollettore = c p , EGR G EGRTEGR + c p,aria GariaTaria
(140)
Sotto le ipotesi prima fatte si ha che la portata di aria aspirata sarà solo una funzione del grado di
apertura della valvola EGR da cui dipende anche la portata di EGR. Quindi, sotto tali ipotesi, la
temperatura nel collettore di aspirazione è solo funzione del grado di apertura della valvola EGR.
203
Pertanto la temperatura nel collettore di aspirazione può essere utilizzata per ricavare il coefficiente di
efflusso della valvola EGR.
Riassumendo il coefficiente di efflusso della valvola EGR può essere ricavato attraverso la
calibrazione della portata di aria aspirata o della temperatura nel collettore di aspirazione; i possibili
criteri si basano sulla minimizzazione dei seguenti parametri:
•
differenze tra valori calcolati e sperimentali della sola portata d’aria.
•
differenze tra valori calcolati e sperimentali della temperatura nel collettore di aspirazione.
Si è deciso di utilizzare il primo metodo e successivamente di verificare che i valori sperimentali e
calcolati delle temperature nel collettore di aspirazione fossero in buon accordo (Fig.100). I risultati
sono accettabili per valori medio bassi di EGR. Quando l’EGR diventa notevole (vedi punto 12) la
temperatura calcolata diventa consistentemente differente dal valore misurato sperimentalmente. La
motivazione di tale fenomeno non è stata ancora spiegata. In Fig.101 (a) è riportato il coefficiente di
efflusso in funzione del duty elettrico del controllore della valvola EGR.
La procedura di caratterizzazione della valvola EGR è stata successivamente applicata alla valvola a
farfalla posta sul ramo di aspirazione attraverso le simulazioni dei punti con variazione dell’apertura
della valvola a farfalla Tabella 23. Il coefficiente di efflusso della valvola EGR, noto il duty elettrico
sperimentale, è stato derivato dal grafico in Fig.101 (a). Sotto le stesse ipotesi adottate per la
caratterizzazione della valvola EGR, conoscendo il coefficiente della valvola EGR, la portata di aria
aspirata è principalmente funzione solo del coefficiente di efflusso della valvola a farfalla. Per ogni
punto di funzionamento riportato in Tabella 23 tale coefficiente è stato variato fino a far coincidere la
portata di aria simulata con il corrispondente valore sperimentale. In Fig.101 (b) sono riportati i
risultati di tale procedura (la valvola a farfalla si chiude all’aumentare del duty elettrico).Sembra che il
duty elettrico, per valori superiori al 60 %, influenzi poco il coefficiente di efflusso della valvola. A
seguito di questo particolare fenomeno, al fine di verificare la procedura di caratterizzazione della
valvola a farfalla effettuata, sono confrontati i valori di pressione sperimentale e simulata nel collettore
di aspirazione che sono estremamente influenzati dalle perdite di carico indotte dalla valvola a farfalla.
Dal confronto, riportato in Fig.102, si denota un buon accordo tra valori sperimentali e simulati della
pressione nel collettore di aspirazione.
204
Fig.100 Temperature nel collettore di aspirazione durante la sequenza con variazione di EGR (Tabella
22). In blu i valori sperimentali; in rosso i valori calcolati nelle simulazioni dopo aver effettuato la
procedura di calibrazione dei coefficienti di efflusso della valvola EGR.
(a)
(b)
Fig.101 Coefficiente di efflusso in funzione del duty elettrico: (a) valvola EGR; (b) valvola a farfalla.
Fig.102 Pressione nel collettore di aspirazione: in rosso i valori simulati; in blu i valori sperimentali.
6.4 Validazione dei modelli di previsione delle
prestazioni del turbogruppo e risultati.
Dopo la fase di messa a punto del codice è stato esaminato uno schema completo del motore che
include anche il turbogruppo (Fig.103). Quindi, i modelli proposti per la turbina ed il compressore
205
sono stati validati usando le mappe estrapolate per simulare il turbogruppo durante le prove con e
senza EGR (Tabella 22-Tabella 24).
Fig.103 Schematizzazione del motore con turbogruppo.
Durante le prove senza EGR (Tabella 24), sia la turbina che il compressore operavano in prossimità
dei punti di funzionamento mappati dal costruttore. Pertanto, per questi punti, i risultati della
simulazione non sono influenzati dalle procedure di estrapolazione e sono in ottimo accordo con i dati
sperimentali, come mostrato in Tabella 27.
Tabella 27
Confronto fra i risultati delle simulazioni ed i dati sperimentali delle prove senza EGR.
N°
prova
Rapporto di
espansione
Rapporto di
compressione
Temp.
monte
turbina [°C]
Temp. valle
turbina [°C]
Portata
[kg/s]
Sperim.
1
1,8
1,72
568
468
0,061
Simul.
1
1,82
1,72
558
465
0,061
Sperim.
2
1,82
1,63
334
257
0,096
Simul.
2
1,8
1,61
346
262
0,095
Sperim.
3
1,89
2,08
578
471
0,119
Simul.
3
1,94
2,12
593
486
0,119
Sperim.
4
1,81
1,66
340
262
0,118
Simul.
4
1,86
1,72
352
265
0,119
Sperim.
5
1,92
2,19
600
491
0,144
Simul.
5
2,04
2,27
630
515
0,147
Sperim.
6
2,06
2,78
831
692
0,21
Simul.
6
2,19
2,86
813
680
0,22
Al contrario, i modelli di estrapolazione delle mappe della turbina e del compressore sono importanti
per simulare accuratamente il motore durante le prove con EGR (Tabella 22 eTabella 23). Infatti i
punti di funzionamento della turbina in tali condizioni opertative sono notevolmente distanti dai punti
riportati dal costruttore del turbogruppo (Fig.104).
206
Fig.104 Mappa caratteristica della turbina: in blu i dati riportati dal costruttore; in verdone i punti di
funzionamento della turbina durante la sequenza con variazione dell’apertura della valvola EGR
(Tabella 22); in celeste i punti con valvola a farfalla parzializzata (Tabella 23).
A riguardo sono stati simulati i punti di funzionamento con EGR riportati in Tabella 22 utilizzando i
metodi di estrapolazione “Full”, sia per il compressore che per la turbina, disponibili nel codice AVL
BOOST. In Fig.105 sono riportati i valori di portata e pressione di sovralimentazione sperimentali e
simulati con i modelli di estrapolazione “Full”. La pressione di sovralimentazione predetta è
notevolmente inferiore a quella sperimentale per tutte le prove prese in esame. Di conseguenza anche
la portata simulata è consistentemente inferiore a quella sperimentale.
Fig.105 Valori di portata e pressione di sovralimentazione sperimentali e simulati dei punti riportati in
Tabella 22.
Questi risultati scarsamente predittivi hanno spinto ad implementare nuovi modelli di estrapolazione
delle mappe del turbogruppo. I modelli di estrapolazione proposti in questo lavoro hanno apportato un
notevole miglioramento in termini di accuratezza delle simulazioni di questi punti di funzionamento
critici del motore. Di seguito verranno analizzate le procedure adottate per l’estrapolazione delle
mappe del turbogruppo in esame e successivamente verranno discussi i risultati delle simulazioni delle
prove con EGR.
207
6.4.1 Applicazione del modello di estrapolazione della
mappa del compressore
Per simulare i punti di funzionamento con EGR la mappa del compressore è stata estesa nelle zone a
bassa velocità di rotazione per mezzo del metodo della “manipolazione dell’esponente”.
La procedura di minimizzazione della funzione riportata nell’Equ. (102) è stata effettuata per mezzo
del programma IOSO NS GT 2.0 ® (la licenza è “free” fino ad un massimo di 5 variabili e 5
condizioni al contorno) progettato per risolvere problemi di ottimizzazione non lineari con una singola
funzione obiettivo attraverso la metodologia delle superfici di risposta. Tale programma richiede un
‘file’ eseguibile che in questo caso è stato compilato con il Fortran G77 e scambia dati con questo file
attraverso due file di testo ANSI: il primo in cui il programma IOSO NS GT inserisce i valori delle
variabili per cui vuole conoscere la funzione obiettivo, il secondo in cui viene riportata la funzione
obiettivo calcolata attraverso il file eseguibile.
In Fig.106, sono tracciate tre curve caratteristiche, ottenute attraverso il metodo proposto alla velocità
di 85000, 105000 e 125000 giri/min, allo scopo di confrontarle con le corrispondenti curve
sperimentali fornite dal costruttore. Il confronto tra le curve sperimentali con quelle ottenute attraverso
la procedura proposta mostrano che l’approssimazione ottenuta è molto buona e lo scostamento fra le
curve caratteristiche sperimentali e predette diminuisce con la velocità di rotazione. I valori
dell’esponente m ottenute tramite la procedura di minimizzazione della deviazione sono 1.146, 1.182 e
1.223 rispettivamente; ciò conferma che più bassa è la velocità di rotazione, più il coefficiente m si
avvicina ad 1 (vedi Fig.107). Il coefficiente di correlazione della retta di regressione calcolata
attraverso i coefficienti m precedentemente riportati è molto vicino ad 1, per cui la regressione lineare
risulta idonea per prevedere i coefficienti m per velocità di rotazione minori di 85000 giri/min. Queste
considerazioni permettono di credere che il metodo proposto fornisce risultati accettabili anche per
valori di velocità di rotazione più basse. In Fig.106 sono riportate tre curve caratteristiche
corrispondenti ad una velocità di rotazione di 65000, 45000 e 30000 giri/min rispettivamente.
Per quanto riguarda la mappa del rendimento del compressore, l’ipotesi di similitudine fluidodinamica
porterebbe ad una sovrastima dell’efficienza alle basse velocità, a causa dell’incrementata influenza
208
delle perdite per flussi secondari al ridursi della velocità di rotazione. Pertanto il rendimento è stato
calcolato, sulla base dei dati sperimentali, attraverso il metodo di regressione polinomiale multi
variabile “Full”, disponibile nel codice AVL BOOST. Le isolinee della mappa del rendimento ottenute
alle basse velocità di rotazione sono tracciate in Fig.106.
Coefficiente m [-]
Fig.106 Mappa del compressore estesa. Le curve caratteristiche in rosso, giallo e verdino sono
estrapolate. Le linee celesti tratteggiate sono le curve ottenute nel corso della procedura di
minimizzazione utilizzata per valutare il coefficiente m. Le linee blu tratteggiate sono le isolinee
estrapolate del rendimento. I simboli in verdone rappresentano i punti di funzionamento durante le
prove riportate in Tabella 22. I simboli in marrone rappresentano i punti d funzionamento durante le
prove riportate in Tabella 23.
1.5
1.45
1.4
1.35
1.3
1.25
1.2
1.15
1.1
1.05
1
y = 2E-06x + 0.9815
R2 = 0.9986
0
20000 40000 60000 80000 100000 120000 140000 160000
Velocità di rotazione [giri/min]
Fig.107 Retta di regressione dei coefficienti m calcolati. A fianco della retta sono riportati l’equazione
della retta di regressione ed il quadrato del coefficiente di correlazione R2.
209
6.4.2 Prima applicazione dei modelli di estrapolazione
delle mappe della turbina.
Come già anticipato, la procedura di estrapolazione delle mappe della turbina montata sul motore in
esame è stata preceduta da una fase di validazione dei modelli proposti attraverso l’analisi dei risultati
ottenuti dall’applicazione di tali modelli su due mappe di turbina riportate in letteratura [116],[117].
La turbina analizzata in questo studio utilizza un rotore di un turbogruppo commerciale. Differenti
mappe caratteristiche sono state misurate variando la geometria dello statore, utilizzando le stesse
palette statoriche ma variando l’angolo costruttivo di uscita dallo statore e conseguentemente l’area di
passaggio del flusso.
Come riportato nel paragrafo 5.5.3.3, per l’applicazione di tali metodi sono richiesti i seguenti dati
geometrici:
•
•
•
•
•
l’area di passaggio ingresso rotore A2
il raggio all’ingresso del rotore r2
il raggio medio all’uscita del rotore r3
l’angolo di calettamento delle palette statoriche α2.
il numero di palette del rotore (per il primo modello).
I dati della turbina in esame [116] utilizzati in questa fase di validazione dei modelli proposti per la
turbina sono riportati in Tabella 28.
Sono state scelte le mappe sperimentali corrispondenti alle configurazioni dello turbina con distanza
fra le palette dello statore nella sezione di gola pari a 7.5 mm (configurazione 1) e 4mm
(configurazione 2). Tali mappe sono riportate in Fig.108. Come esposto nel paragrafo 5.5.3.3 sia
l’angolo di uscita del flusso dallo statore, sia l’angolo di uscita del flusso dal rotore sono stati
considerati differenti dai corrispettivi valori geometrici in questa fase di analisi preliminare. Il criterio
utilizzato per analizzare le capacità predittive di ogni modello si basa sul confronto tra i valori
geometrici e calcolati degli angoli α2 e β3 e tra dati calcolati e sperimentali sia delle curve
caratteristiche sia del rendimento.
210
Tabella 28
Dati geometrici della turbina.
Numero di vani interpalari statorici
16
Altezza delle palette dello statore
10.2 mm
Distanza fra le palette dello statore nella sezione di gola
4.0–8.5mm
Raggio dall’asse della turbine fino al bordo d’uscita delle palette statoriche
111 mm
Diametro all’ingresso del rotore
99.06 mm
Altezza delle palette all’ingresso del rotore
10.2 mm
Angolo costruttivo delle palette all’ingresso del rotore β2
90°
Numero di palette del rotore
11
Diametro esterno del rotore in corrispondenza della sezione di uscita
79.0 mm
Diametro interno del rotore in corrispondenza della sezione di uscita
30.0 mm
Angolo costruttivo all’uscita delle palette del rotore, diametro r.m.s.
39.9°
(a)
(b)
(c)
(d)
Fig.108 Mappe caratteristiche utilizzate nella prima fase di validazioe dei modelli proposti per la
turbina: (a) mappa delle portate nella configurazione 1; (b) mappa del rendimento nella configurazione
1; (c) mappa delle portate nella configurazione 2; (d) mappa del rendimento nella configurazione 2.
211
L’area A2 è stata calcolata come di seguito:
A2 = 2π ⋅ r2 ⋅ H 2
(141)
Dove H2 è l’altezza della sezione di ingresso del rotore.
Effettivamente è possibile introdurre un coefficiente che tiene conto dell’ingombro delle pale del
rotore e degli effetti dello strato limite sull’area di passaggio effettiva. Per semplicità, questi effetti
sono stati considerati trascurabili. Bisogna sottolineare che l’area A2 è calcolata è subito a monte del
rotore quindi anche α2 fa riferimento a tale sezione. Comunque è possibile trascurare la differenza fra i
valori di α2 all’uscita dallo statore ed all’ingresso del rotore se la distanza fra queste due sezioni è
ridotta come nel caso di un diffusore non palettato con un rapporto fra il raggio di ingresso e quello di
uscita prossimo ad 1.
Il raggio medio all’uscita del rotore può essere calcolato come media tra il raggio interno e quello
esterno nella sezione di uscita:
r3 =
r3in + r3ext
2
(142)
L’area A3,geo è stata calcolata attraverso la seguente equazione:
A3, geo = π ( r32,ext − r32,in )
(143)
L’angolo geometrico all’uscita delle palette dello statore α2 è stato stimato approssimativamente con la
seguente formula:
 N v , st ⋅ L,th , st ⋅ H st 


 π ⋅ Dst ⋅ H st 
α 2, geo = arcsin 
(144)
Dove il numeratore dell’Equ. (144) rappresenta la somma delle aree di gola dei 16 passaggi interpalari
statorici mentre il denominatore rappresenta l’area cilindrica con asse allineato a quello della turbina,
raggio uguale alla distanza fra l’uscita dello statore e l’asse della turbina, ed altezza pari a quella delle
palette dello statore. L’angolo all’uscita dello statore cosìcalcolato è pari a circa 20° nella
configurazione con larghezza della gola pari a 7.5 mm e 11° nell’altra configurazione considerata. La
212
calibrazione dei modelli è stata effettuata tramite il criterio di minimizzazione dell’errore quadratico
medio.
Per tutti e due i modelli proposti si è deciso di minimizzare la differenza tra la portata sperimentale e
la corrispondente calcolata a parità di rapporto di espansione. In più in riferimento al primo metodo si
è provato anche un approccio combinato che minimizza sia l’errore sulla portata corretta sia quello sul
rendimento. Pertanto si è utilizzato il RMS dell’errore percentuale relativo, piuttosto che la normale
definizione di RMS, perché nel caso in esame, i valori relativi al rendimento sono maggiori di un
ordine di grandezza rispetto ad i valori di portata (in riferimento alle curve caratteristiche). Infatti,
utilizzando la definizione tradizionale di RMS può accadere che il solutore minimizzi principalmente
l’errore relativo alla sola rendimento, portando ad un consistente errore relativo sulla portata. Il RMS
dell’errore relativo è stato definito come di seguito:
 y' − y
∑  i i
yi
1 
z
z
RMS rel =




2
(145)
Dove yi è il valore sperimentale del dato che può essere sia il rendimento sia la portata; y’i è il valore
calcolato in funzione del rapporto di compressione corrispondente βi., z è il numero complessivo di
punti sperimentali utilizzati per la procedura di minimizzazione che comprendono sia i dati sul
rendimento sia quelli sulla portata corretta. È’ consigliabile, al fine di ottenere una minimizzazione
bilanciata del rendimento e della portata corretta, che il numero di punti relativi al rendimento sia
uguale al numero di punti relativo alla portata (z/2). La procedura di minimizzazione è stata effettuata
per entrambe le mappe sulle curve a 30000, 40000, 50000, e 60000 giri/min. Il minimo della funzione
obiettivo è stato trovato utilizzando il programma IOSO NS GT 2.0 ® di cui si è parlato nel par. 6.4.1.
Nella Tabella 29 e Tabella 30 sono riportati i parametri calibrati attraverso tale procedura. Per tutti i
modelli di simulazione esaminati il RMSrel dell’errore è minore per il caso con statore più aperto
(configurazione 1). Questo perché generalmente nelle configurazioni con statore quasi completamente
chiuso aumentano notevolmente le zone interessate da flussi secondari e quindi i modelli utilizzati, che
non possono tener conto dettagliatamente di tali perdite risultano poco predittivi. I risultati ottenuti col
213
primo metodo proposto minimizzando solo il RMSrel dello scostamento tra le curve caratteristiche
sperimentali e calcolate sono inaccettabili poiché il rendimento ed il coefficiente di perdita nello
statore sono consistentemente maggiori di 1. Pertanto è sconsigliabile l’utilizzo di tale criterio di
estrapolazione.
Se si minimizza l’errore sia in riferimento al rendimento sia alla portata si ottengono risultati più
accettabili (vedi Fig.109 (a)-(d)). I coefficienti di perdita nel rotore e nello statore sono minori di 1
come ci si dovrebbe aspettare (vedi Tabella 29). Gli angoli di uscita dal rotore e dallo statore calcolati
sono in buon accordo con i dati sperimentali tranne che β3 calcolato per la seconda configurazione. Il
valore del RMSrel totale (portata corretta e rendimento) calcolato è comunque elevato soprattutto nella
configurazione 2.
Tabella 29
Parametri ricavati attraverso il primo modello minimizzando l’errore tra dati sperimentali e
calcolati delle curve caratteristiche sia del rendimento sia della portata nelle due configurazioni esaminate.
RMSrel [%] ϕ [-]
ψ [-]
α2 [°]
β3 [°]
Configurazione 1 (7.5 mm)
1.629
0.89
0.7565
22.6
45.4
Configurazione 2 (4 mm)
3.695
0.781
0.8605
14.8
19.9
I risultati ottenuti col secondo modello di estrapolazione sono migliori del precedente (vedi Tabella 30
e Fig.110 (a) e (b)). In questo caso, l’errore relativo all’efficienza è nullo poiché i valori sperimentali
del rendimento sono inseriti nel modello: l’errore determinato è da associare solo alle curve
caratteristiche della portata. In più è necessario considerare che questo modello non fa uso del
coefficiente di perdita nel rotore. Quindi, rispetto al precedente si ottengono risultati migliori
utilizzando un parametro da calibrare in meno. A riguardo è consigliabile non far uso di troppi
parametri di calibrazione del modello sia perché risulta più difficile la ricerca del minimo assoluto del
RMS, sia perché è più probabile che i parametri calibrati relativi alla soluzione di minimo assoluto
trovata siano solo il risultato della procedura numerica ma in realtà non descrivano bene la fisica e/o la
geometria del sistema esaminato; di conseguenza, l’accuratezza del modello potrebbe crollare quando
ci si allontana dalle zone della mappa in cui sono riportati punti di funzionamento sperimentali.
I valori dell’angolo α2 calcolati sono in buon accordo con i dati sperimentali. L’angolo β3 calcolato
nella configurazione 2 è notevolmente minore del corrispettivo angolo geometrico. Comunque, in
214
accordo con la tesi di Meitner e Glassmann [114] è possibile che per valori di α2, molto piccoli si
creino in corrispondenza della sezione uscita del rotore delle consistenti zone di ricircolo che
determinano una riduzione della sezione di passaggio del flusso, e quindi in questo caso l’angolo β3
calcolato, dal quale dipende l’area effettiva A3,eff, è consistentemente minore del valore geometrico.
Parametri ricavati attraverso il secondo modello minimizzando l’errore tra dati sperimentali e
Tabella 30
calcolati delle curve caratteristiche di portata della turbina nelle due configurazioni esaminate.
RMSrel [%] ϕ [-]
α2 [°]
β3 [°]
Configurazione 1 (7.5 mm)
1.38
1.017
19.9
49.5
Configurazione 2 (4 mm)
2.755
0.989
11.3
24.2
215
(a)
(b)
(c)
(d)
Fig.109 Curve caratteristiche della portata ((a) e (c)) e del rendimento isoentropico (b) e (d)) ottenute
col primo metodo minimizzando l’errore relativo fra dati sperimentali e calcolati delle curve
caratteristiche sia della portata sia del rendimento isoentropico. Le mappe (a) e (b) si riferiscono alla
configurazione 1, le altre due alla configurazione 2. I dati in blu, rosso, verde e viola sono
rispettivamente a 30000, 40000, 50000, e 60000 giri/min. Le curve sono calcolate, i simboli sono i
valori sperimentali.
216
(a)
(b)
Fig.110 Curve caratteristiche della portata ottenute col secondo metodo minimizzando l’errore
relativo fra le curve caratteristiche di portata sperimentali e calcolate. La mappa (a) si riferisce alla
configurazione 1, la (b) alla configurazione 2. I dati in blu, rosso, verde e viola sono rispettivamente a
30000, 40000, 50000, e 60000 giri/min. Le curve sono calcolate, i simboli sono i valori sperimentali.
6.4.3 Seconda applicazione dei modelli di estrapolazione
della turbina
Avendo a disposizione più di un modello di estrapolazione della turbina e differenti procedure di
applicazione di tali modelli, si è proceduto con un’analisi preliminare dei risultati ottenuti
dall’applicazione di tali modelli alla turbina montata sul motore in esame. Durante le prove con EGR,
lo statore era nella posizione completamente chiusa. Quindi i modelli proposti sono stati applicati alla
mappa della turbina nella configurazione a statore completamente chiuso. Come riportato nel
paragrafo 5.5.3.3, per l’applicazione di tali metodi sono richiesti i seguenti dati geometrici:
•
•
•
l’area di passaggio ingresso rotore A2
il raggio all’ingresso del rotore r2
il raggio medio all’uscita del rotore r3
217
•
•
l’angolo di calettamento delle palette statoriche α2.
il numero di palette del rotore (per il primo modello).
I dati geometrici forniti dal cotruttore sono riportati in Tabella 21. L’area A2 calcolata attraverso
l’Equ. (141) è pari a 0.001457. Per il calcolo del raggio medio r3 è stata utilizzata l’Equ (142). Il
raggio esterno nella sezione di uscita del rotore è un dato sperimentale. In base alle dimensioni ed alle
potenze per cui è progettata questa turbina, il raggio interno all’uscita del rotore è stato approssimato a
10 mm. L’area A3,geo calcolata attraverso l’Equ. (143) è pari a 0.005331 m2.
Nel precedente paragrafo è stato dimostrato che l’angolo geometrico di uscita dallo statore calcolato
tramite la procedura di minimizazzazione dell’errore è praticamente uguale al valore sperimentale.
Pertanto, per ridurre il numero di incognite si è fatto riferimento all’angolo costruttivo misurato
sperimentalmente. Quindi i parametri da calibrare nel primo modello proposto sono A3n,eff/A2n ed i due
coefficienti di perdita φ e Ψ. La minimizzazione dell’errore è stata effettuata inizialmente solo sui dati
sperimentali delle curve caratteristiche a 47000, 58700, 69800 giri/min. La curva caratteristica
sperimentale ad 80950 giri/min non è stata utilizzata poiché i dati sperimentali corrispondenti
probabilmente rappresentano condizioni di flusso strozzato ed i modelli qui proposti non sono adatti
per predire tali condizioni di funzionamento.
Minimizzando l’errore combinato sul rendimento e sulla portata corretta come mostrato nel paragrafo
precedente si ottiene un RMSrel totale inaccettabile pari a 3.28. Pertanto, al fine di migliorare i risultati
ottenuti con questo approccio, i coefficienti da calibrare sono stati considerati variabili con la velocità
di rotazione della turbina. I risultati sono riportati in Tabella 31.
Tabella 31
Determinazione delle incognite minimizzando il RMS dell’errore percentuale relativo fra due
valori del rendimento isoentropico e della portata sperimentali ed i corrispettivi determinati col primo metodo di
previsione delle prestazioni della turbina.
ϕ [-]
ψ [-]
A3n,eff/A2n [-]
RMSrel [%]
totale
portata
rendimento
47500 [giri/min]
0.591
0.76
1.059
2
0.644
2.76
58700 [giri/min]
0.602
0.788
1.134
1.32
0.562
1.78
69800 [giri/min]
0.609
0.792
1.289
1.42
0.523
1.93
Media
0.601
0.78
1.161
Dev. Std. relativa
0.015
0.022
0.101
218
La deviazione standard relativa dei parametri calcolati è sufficientemente bassa. Sembra che i
coefficienti di perdita siano indipendenti dalla velocità di rotazione. L’area effettiva A3n,eff mostra una
leggera dipendenza dalla velocità di rotazione. Effettivamente le dimensioni delle zone di ricircolo in
corrispondenza della sezione di uscita del rotore possono dipendere dalla velocità di rotazione della
turbina.
L’area effettiva A3n,eff ottenuta attraverso il processo di minimizzazione è notevolmente minore
dell’area geometrica A3n,geo.. Se si prende in considerazione il valore medio del rapporto A3n,eff/A2n,
sapendo che A2n è pari a 0.000498 m2, si ha che l’area A3n,eff determinata attraverso il processo di
minimizzazione è pari a 0.000579 m2. L’area A3n,geo può essere determinata come di seguito:
A3n , geo = A3, geo ⋅ sin( β 3 )
(146)
Se si suppone che l’angolo geometrico β3,geo è pari a 45° si ottiene che l’area A3n,geo è pari a 0.00377.
Quindi il rapporto A3n,eff/A3n,geo è 0.153. Questo valore estremamente basso è in accordo con le
considerazioni avanzate da Meitner e Glassman [114] i quali giungono alla conclusione che in una
turbina a geometria variabile, nella configurazione statorica completamente chiusa, si determinano
delle consistenti zone di ricircolo in prossimità dell’uscita dal rotore che determinano una riduzione
consistente dell’area di passaggio effettiva del flusso.
Le curve caratteristiche estrapolate (Fig.111 (a)) sono in buon accordo con i dati sperimentali.
Comunque le curve del rendimento isoentropico estrapolate (Fig.111 (b)) non sono soddisfacenti: la
pendenza delle curve calcolate per basse velocità di rotazione in prossimità dei dati sperimentali non
corrisponde a quella della retta di regressione dei dati sperimentali. In base alle considerazioni
effettuate, questo approccio sembra il più adatto per l’estrapolazione delle curve caratteristiche della
turbina attraverso il primo modello proposto.
Nessun approccio adottato per l’estrapolazione del rendimento isoentropico attraverso il primo metodo
di previsione delle prestazioni della turbina proposto ha fornito risultati soddisfacenti. Pertanto sono
stati analizzati modelli di estrapolazione a scatola chiusa. In particolare sono stati utilizzati due criteri
che considerano la minimizzazione del RMS dell’errore tra dati sperimentali e curve del rendimento
isoentropico estrapolate modellando dei parametri che sono funzione della velocità di rotazione della
219
turbina. Il primo metodo è descritto dalle equazioni (108) e (109). Il secondo è il cosiddetto metodo
‘PART’ già implementato nel codice BOOST. Purtroppo non ci sono riferimenti bibliografici a
riguardo di questo metodo. I due metodi hanno portato a risultati simili a 58700 e 69800 giri/min (vedi
Fig.112). Le differenze tra i risultati dei due modelli sono più marcate a 47500 giri/min. Il RMS fra
dati sperimentali ed estrapolati dei due differenti modelli è all’incirca simile. Non esiste un criterio che
permetta di stimare quale dei due modelli è più accurato. Comunque i due metodi ‘black box’ in esame
sono migliori, in questa specifica applicazione, dei metodi ‘mean line’. Infatti il RMS dell’errore
relativo in riferimento al rendimento isoentropico estrapolato tramite l’equazione (109) (vedi Tabella
32) sono notevolmente ridotti rispetto ai valori ottenuti col primo metodo ”mean-line” (vedi Tabella
31).
Tabella 32
Risultati del metodo ‘black box’ descritto dall’equazione (109) minimizzando l’R.M.S.
dell’errore percentuale relativo fra i valori del rendimento isoentropico sperimentali ed i corrispettivi calcolati.
ηmax [-]
BSRmax [-]
RMSrel [%]
47500 [giri/min]
0.576
0.37
0.75
58700 [giri/min]
0.607
0.4
0.559
69800 [giri/min]
0.623
0.41
1.578
La mappa del rendimento isoentropico estrapolata è stata utilizzata anche per il secondo metodo
proposto di previsione delle prestazioni della turbina. I risultati dell’applicazione di questo metodo
sono riportati in Tabella 33 e la mappa caratteristica in Fig.113. I valori trovati sono in buon accordo
con quelli riportati in Tabella 31. Le curve caratteristiche a velocità di rotazione inferiore rispetto a
quelle fornite dal costruttore sono state determinate attraverso la procedura riportata nel paragrafo
5.5.3.3.
Tabella 33
Determinazione delle incognite col secondo metodo di estrapolazione (vedi paragrafo 5.5.3.2).
φ [-]
A3n,eff/A2n [-]
RMSrel [%]
47500 [giri/min]
0.574
1.34
0.348
58700 [giri/min]
0.62
1.33
0.16
69800 [giri/min]
0.644
1.48
0.375
Media
0.613
1.38
Dev. Std. relativa
0.0579
0.0618
220
(a)
(b)
Fig.111 Curve caratteristiche della portata (a) e del rendimento isoentropico (b) ottenute col primo
metodo di estrapolazione.
Fig.112 Curve del rendimento isoentropico ottenute col metodo black box ‘PART’ implementato in
BOOST (linee tratteggiate) e con il metodo basato sulle equazioni (108) e (109) (linee continue).
221
Fig.113 Curve caratteristiche ottenute col secondo metodo di estrapolazione.
6.4.4 Risultati delle simulazioni.
Alla fase di analisi dei modelli proposti, descritta nei paragrafi precedenti, è seguita quella di
validazione di tali modelli. La mappa del compressore è stata estesa come riportato nel paragrafo
6.4.1. Il rendimento isoentropico della turbina è stato valutato attraverso la procedura di regressione
polinomiale “PART” disponibile in AVL BOOST (vedi Fig.112). Due differenti mappe caratteristiche
della portata della turbina sono state utilizzate per le simulazioni del motore e sono riportate
rispettivamente nelle Fig.111 (a) (modello A) e Fig.113 (modello B). Il confronto tra i risultati ottenuti
con i due modelli mostra che, a pari rapporto di espansione e velocità di rotazione, il modello A
predice una portata più bassa. Questo sembra essere collegato ai differenti metodi adottati per valutare
le perdite di carico. Il modello A include un metodo per valutare le perdite per cattiva incidenza
mentre, nel modello B, si tiene conto del rendimento isoentropico complessivo.
Sembra che la procedura di estrapolazione sia capace di descrivere il comportamento del turbogruppo
in punti di funzionamento che sono molto lontani da quelli riportati dal costruttore. Per chiarezza, il
confronto fra risultati sperimentali e simulati è riportato in Fig.114. Nella colonna di sinistra, ci sono i
risultati che riguardano le prove con EGR con valvola a farfalla completamente aperta mentre, nella
colonna di destra, ci sono i risultati delle prove con EGR con valvola a farfalla parzialmente chiusa.
222
Tutti i grafici in Fig.114 mostrano i risultati sperimentali e quelli ottenuti attraverso l’applicazione del
modello A e del modello B.
La portata di aria predetta dalla simulazione è in ottimo accordo con i dati sperimentali delle sequenza
riportata in Tabella 22 (Fig.114 (a)) così come con i dati sperimentali della sequenza riportata in
Tabella 23 (Fig.114 (b)). La pressione di sovralimentazione è riportata in Fig.114 (c) e (d). In questi
casi, sembra che il modello B fornisce risultati migliori, anche se entrambe i modelli mostrano
differenze nelle prove effettuate con relativamente basso EGR (Fig.114 (c), prove no. 1-6).
Si possono osservare delle differenze anche nella pressione a monte della turbine per bassi livelli di
EGR (Fig.114 (e), prove no. 1-6), mentre le prove con elevati livelli di EGR mostrano risultati migliori
(Fig.114 (e), prove no. 1-6 e risultati in Fig.114 (f)). Anche in questo caso, le simulazioni effettuate
col modello B mostrano risultati migliori rispetto a quelli ottenuti col modello A. Sebbene,
sfortunatamente, la velocità di rotazione del turbogruppo non è stata registrata, si può sostenere che
tali differenze sono attribuibili alla ridotta accuratezza nel calcolo delle curve caratteristiche alle
velocità di rotazioni più elevate raggiunte durante le prove esaminate. Questo è confermato osservando
le Fig.111 (a) e Fig.113 dove le curve caratteristiche della turbina ottenute con i due modelli mostrano
forme differenti nelle regioni a più elevata velocità di rotazione. Sembra che ci sia un migliore accordo
fra i dati simulati e quelli sperimentali quando è stato utilizzato il modello di turbina B principalmente
per i risultati riguardanti la sequenza di prove in Tabella 22. Invece si ottiene un buon accordo per i
punti appartenenti alle prove in Tabella 23 con entrambe i modelli esaminati. La temperatura monte
turbina è predetta bene nelle simulazioni sia che venga utilizzato il modello A o il modello B (0 (g) ed
(h)). Questo è principalmente l’effetto di una buona simulazione del ciclo indicato. Comunque sulla
base dell’osservazione che la temperatura monte turbina è correttamente predetta, è possibile sostenere
che le differenze fra i valori sperimentali e simulati della pressione di sovralimentazione, osservati in
Fig.114 (c) sono causati dalle differenze fra i valori sperimentali simulati osservati per la
contropressione allo scarico (Fig.114 (e)). Infatti, in riferimento al bilancio energetico fra compressore
e turbine, più elevata è la contropressione allo scarico, più elevata è la pressione di sovralimentazione.
Pertanto si può concludere che gli errori nel predire la pressione di sovralimentazione sono generati
dall’inaccuratezza delle curve caratteristiche della turbina alle più elevate velocità di rotazione.
223
Infine, i valori della temperatura nel collettore di aspirazione sono riportati in Fig.114 (i) ed (l). La
temperatura nel collettore di aspirazione dipende dal bilancio energetico dell’aria compressa e
dell’EGR e rappresenta un parametro aggiuntivo per verificare l’accuratezza della simulazione. La
temperatura nel collettore di aspirazione ottenuta attraverso le simulazioni è generalmente in buon
accordo con i dati sperimentali. L’unica eccezione è osservata per i risultati con percentuali di EGR
più elevate della sequenza con variazione dell’apertura della valvola EGR (Fig.114 (i), prova no. 12),
a causa dell’inaccuratezza nel modello usato per valutare la portata di EGR. Infatti tale problema era
già presente in fase di messa a punto del codice e non è pertanto imputabile ai modelli di
estrapolazione del turbogruppo proposti in questo lavoro di ricerca.
224
0.05
Air massflow
0.045
0.04
0.035
Massflow [kg/s]
Massflow [kg/s]
0.05
Air massflow
0.045
0.03
0.025
0.02
0.015
(a)
0.01
0.04
0.035
0.03
0.025
0.02
(b)
0.015
0.01
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
0
1
1.4
Boost pressure
1.25
1.2
1.15
1.1
1.05
2
3
1.8
5
6
7
Test number
8
9
10 11
(d)
0
1
Pressure [bar]
1.4
1.3
1.2
1.1
2
Test number
3
1.6
1.5
1.4
1.3
1.2
1.1
(e)
4
Turbine inlet pressure
1.7
1.6
1.5
(f)
1
0
1
2
3
4
5
6
7
Test number
8
9
10
11
12
0
400
400
380
360
340
320
(g)
300
1
2
Test number
3
4
Turbine inlet temperature
Turbine inlet temperature
Temperature [°C]
Temperature [°C]
1.1
1.8
1
380
360
340
320
(h)
300
280
280
0
1
2
140
3
4
5
6
7
8
Test number
9
10
11
0
12
140
Intake manifold temperature
120
100
80
60
40
(i)
20
0
1
2
Test number
3
100
80
60
40
20
(l)
0
0
1
2
3
4
5
6
7
8
Test number
9
10
11
12
4
Intake manifold temperature
120
Temperature [°C]
Temperature [°C]
1.15
12
Turbine inlet pressure
1.7
Pressure [bar]
4
1.3
1
1
1
4
1.25
1.2
1.05
(c)
0
3
Boost pressure
1.35
Pressure [bar]
Pressure [bar]
1.4
1.35
1.3
2
Test number
Test number
0
1
2
Test number
3
4
Fig.114 Confronto fra parametri misurati e simulati per differenti punti di funzionamento: variazione
dell’apertura della valvola EGR a sinistra (Tabella 22); apertura fissata della valvola EGR e variazione
dell’apertura della valvola a farfalla a destra (Tabella 23).
225
Conclusioni
Il lavoro di tesi svolto a conclusione del corso di dottorato in "Ingegneria delle macchine" ha avuto
come obiettivo l'approfondimento delle problematiche inerenti la simulazione dei motori Diesel di
ultima generazione nelle condizioni di funzionamento caratterizzanti i cicli di prova previsti dalle
normative antinquinamento Euro 4 e dalle imminenti normative Euro 5 ed Euro 6.
Il presente lavoro ha mostrato che la simulazione di un moderno motore ad accensione spontanea
sovralimentato può essere problematica ai bassi carichi e con elevate percentuali di gas di ricircolo,
poiché in tali condizioni sia il compressore sia la turbina possono funzionare in punti delle mappe
caratteristiche distanti da quelli riportati dal costruttore.
Pertanto si è analizzato lo stato dell'arte sui modelli di estrapolazione delle mappe caratteristiche del
turbogruppo. Fra questi sono stati selezionati i modelli di estrapolazione più appropriati che
permettessero di ottenere risultati sufficientemente accurati con un numero esiguo di dati sperimentali
a disposizione.
Il metodo cosiddetto della "manipolazione dell'esponente", originariamente proposto da Sexton per un
compressore assiale di una turbina a gas, è stato adattato ed applicato alla mappa del compressore del
turbogruppo. Questo modello è stato validato attraverso il confronto fra tre curve predette e le
corrispondenti curve sperimentali.
Per quanto riguarda i modelli della turbina, sono stati proposti due metodi per l'estrapolazione della
mappa caratteristica della turbina. Questi metodi fanno uso di alcuni dati geometrici caratteristici della
turbina e tengono conto delle trasformazioni del flusso lungo la linea media. Nel primo modello è stata
introdotta una teoria relativamente dettagliata delle perdite per cattiva incidenza all'ingresso del rotore,
mentre nel secondo modello viene utilizzato il rendimento isoentropico della turbina.
La validazione di tali modelli è stata effettuata in due fasi successive. Nella prima fase i modelli
proposti sono stati applicati per predire le prestazioni di una turbina radiale le cui mappe
caratteristiche sperimentali sono riportate in letteratura. In più sono state verificate le tesi avanzate da
226
due ricercatori secondo cui l’area effettiva di passaggio del flusso all’ucita del rotore e l’angolo di
uscita del flusso dallo statore non corrispondono ai corrispettivi valori geometrici.
In seguito a questa prima fase sono state tratte diverse conclusioni. Il primo modello di estrapolazione
proposto deve essere calibrato utilizzando i dati relativi alle curve caratteristiche sia della portata sia
del rendimento isoentropico. L’angolo di uscita del flusso dalle palette dello statore predetto dai
modelli proposti è praticamente coincidente con il corrispondente valore geometrico. Sembra che sia
necessario determinare l'area effettiva di passaggio del flusso in corrispondenza dell'uscita del rotore
dove è possibile che si creino consistenti zone di ricircolo. L’accuratezza dei modelli cresce passando
dal primo modello al secondo.
Nella seconda fase, la validazione di tali modelli è stata effettuata tramite il confronto fra dati
sperimentali e risultati delle simulazioni di un motore Diesel sei cilindri sovralimentato con turbina a
geometria variabile. La messa a punto del codice quasi uni-dimensionale utilizzato è stata effettuata su
uno schema del motore esaminato senza turbogruppo per eliminare le influenze legate all’accuratezza
dei modelli proposti del turbogruppo sugli altri modelli del motore. Successivamente è stato aggiunto
il turbogruppo e sono state effettuate le simulazioni di quindici punti di funzionamento a basso carico
con differenti quantità di EGR.
In questo caso i parametri di calibrazione sono stati considerati dipendenti dalla velocità di rotazione
del turbogruppo al fine di ridurre lo scostamento fra le curve caratteristiche sperimentali e quelle
calcolate. Il primo modello può essere applicato anche per predire il rendimento isoentopico della
turbina; comunque in base ai risultati è sembrato più corretto far uso di modelli empirici di
estrapolazione del rendimento isoentropico.
Dall’analisi dei risultati riguardanti il turbogruppo, si denota che l’accordo fra dati sperimentali e
simulati migliora passando dal primo al secondo modello e l’approssimazione diventa ottima per
valori medi ed alti di EGR.
Per concludere, si può affermare che i metodi proposti sono affidabili e semplici da utilizzare poiché
fanno uso delle mappe del turbogruppo e dei dati geometrici generalmente forniti dal costruttore. I
parametri necessari per la simulazione possono essere ottenuti dalle prove del motore, se disponibili, o
stimate sulla base delle prove di motori simili. Pertanto, le mappe estrapolate possono essere applicate
227
per simulare il motore con un elevato livello di confidenza in condizioni di funzionamento che sono
determinanti durante i cicli di prova definiti dalle normative antinquinamento.
228
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