Analisi dell'efficacia dei sistemi di abbattimento degli NOx in un motore marino attraverso un modello numerico monodimensionale

UNIVERSITÀ DI PISA

Dipartimento di Ingegneria dell’Energia, dei Sistemi, del Territorio e delle Costruzioni Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Energetica

TESI DI LAUREA MAGISTRALE

Analisi dell’efficacia dei sistemi di abbattimento degli NOx in

un motore marino attraverso un modello numerico

monodimensionale

Relatori:

Candidato:

Prof. Marco Antonelli

Daniele Steri

Ing. Stefano Frigo

Sommario

Le più recenti normative IMO (International Maritime Organization) riguardanti le emissioni di ossidi di azoto (NOx) hanno introdotto limiti per i motori a combustione interna sempre più stringenti e difficili da soddisfare con i tradizionali sistemi di abbattimento.

Lo scopo di questa tesi è quello di studiare i potenziali benefici della tecnologia EGR (Exhaust Gas Recirculation), sia utilizzata da sola che in combinazione con un sistema SCR (Selective Catalytic Reduction), sulle emissioni di un motore a accensione spontanea attraverso la simulazione in ambiente GT-Power di un modello monodimensionale. Il motore studiato è un 4 tempi sovralimentato di cilindrata 9,2 l, il quale è stato calibrato per similitudine con un motore MTU serie 2000 attraverso dati sperimentali.

All’interno della tesi sono dapprima esposte le normative IMO riguardo agli NOx e riassunti pregi e difetti delle principali tecniche di abbattimento utilizzate sui motori a combustione interna. In seguito sono descritti i principali metodi di formazione degli ossidi di azoto e i modelli chimico-fisici utilizzati dal software per la simulazione. È poi riportata la descrizione del modello utilizzato e delle diverse configurazioni simulate. Vengono infine esposti i risultati e confrontati con i dati di letteratura.

Indice generale

1 INTRODUZIONE...10

1.1 Quadro Normativo...10

1.2 Stato dell’arte...13

1.2.1 Misure primarie...13

EGR (Exhaust Gas Recirculating)...13

Ciclo Miller...18

Iniezione di acqua nel cilindro...19

LNC (Low NOx Combustion)...19

Humid Air Motors (HAM)...20

1.2.2 Misure secondarie...21

SCR (Selective Catalytic Reduction)...21

Sistemi ad adsorbimento...23

1.2.3 Scenari futuri...25

2 Formazione degli NOx...28

2.1 Cinetica di formazione...29 2.1.1 Termici...31 2.1.2 Prompt NOx...33 2.1.3 Fuel NO...34 2.1.4 Formazione di NO2...34 2.2 NOx GT-Power...35

3 Descrizione del modello...37

3.1 Teoria dei principali modelli fisici utilizzati...37

3.1.1 Modellazione flusso...37

Metodo esplicito...38

Metodo implicito...38

Metodo Quasi-Stazionario...39

3.1.2 Modellazione della combustione...39

Combustione a due zone...40

Modelli non-predittivi o semi-predittivi basati sulla funzione di Wiebe ...41

Definizione del catalizzatore...44

Reazioni sulla superficie...44

3.2 Descrizione delle configurazioni...46

3.2.1 Configurazione di base...46

Turbocompressore...48

Intercooler...49

Iniezione...50

Valvole...50

3.2.2 Configurazione con EGR...53

3.2.3 Configurazione con SCR...54

4 SIMULAZIONI...57

4.1 Calibrazione...57

4.2 Effetto del sistema EGR di bassa pressione...58

4.2.1 Simulazioni per λ costante...59

4.2.2 Simulazioni per portata di combustibile costante...62

4.3 Effetto del sistema SCR...65

4.3.1 Configurazione con solo SCR...65

4.3.2 Configurazione con SCR e EGR di bassa pressione...66

5 Conclusioni...69

Indice delle figure

Figura 1.1: Limite degli NOx in funzione della velocità di rotazione del motore a partire dal 1997...11 Figura 1.2: Rappresentazione grafica della normativa IMO riguardo le emissioni di NOx, [2]...12 Figura 1.3: Rappresentazione delle aree ECA, [3]...12 Figura 1.4: Rappresentazione del ricircolo interno al cilindro dei gas combusti: a –attraverso la valvola d’aspirazione; b –attraverso la valvola di scarico, [4].15 Figura 1.5: Rappresentazione schematica di un sistema EGR di bassapressione, [4]...16 Figura 1.6: Rappresentazione schematica di un sistemaEGR di alta pressione, [4]...16 Figura 1.7: Influenza dell’EGR rate su emissioni di NOx, emissioni di PM e sull’andamento di λ, per due temperature dell’aria in uscita dal compressore, [5]...17 Figura 1.8: Andamento del consumo specifico e delle emissioni specifiche di NOx ala variare dell’EGR rate, [6]...18 Figura 1.9: Confronto qualitativo tra un ciclo convenzionale e un ciclo Miller con anticipo della chiusura della valvola di aspirazione, [7]...19 Figura 1.10: Andamento qualitativo della temperatura nel cilindro in seguito all'applicazione del sistema HAM, [8]...20 Figura 1.11: Andamento dell'efficienza di conversione degli NOx e dell'ammonia slip al variare del rapporto NH3/NOx e della temperatura, [9]...22

Figura 1.12: Efficienza massima di conversione degli NOx secondo dati di letteratura, [10, 11]...25 Figura 1.13: Andamento dell’efficienza di abbattimento degli NOx per diverse combinazioni di ciclo Miller e EGR, [18]...26 Figura 1.14: Andamento del consumo specifico per diverse combinazioni di ciclo Miller e EGR, [18]...26 Figura 2.1: Andamento di pressione, temperatura e calore scambiato nel cilindro al variare dell'angolo di manovella. Rappresentazione qualitativa delle

diverse zone che si formano nel cilindro durante il processo di combustione,

[19]...28

Figura 2.2: Figura 2.2: Andamento della produzione di inquinanti alvariare di alcuni parametri del motore, [20]...29

Figura 2.3: Andamento qualitativo degli inquinanti, della velocità di iniezione e del calore prodotto del burn rate in funzione del tempo, [19]...30

Figura 3.1: Descrizione schematica di una griglia staggered con quantità scalari calcolate sul centroide e vettoriali al confine, [33]...37

Figura 3.2: Rappresentazione dei blocchi che costituiscono il sistema SCR.. .43

Figura 3.3: Descrizione schematica della geometria del catalizzatore utilizzato, [32]...44

Figura 3.4: Modello del motore in assenza di misure di abbattimento degli NOx...47

Figura 3.5: Profilo di temperatura dell'aria in uscita dall'intercooler. X = [rpm], Y = [K]...49

Figura 3.6: Caratteristiche della valvola di aspirazione scelta.Y = Forward CD, Forward CF; X = rpm...51

Figura 3.7: Caratteristiche della valvola di scarico scelta.Y = Forward CD, Forward CF; X = rpm...51

Figura 3.8: Fasatura della valvola di aspirazione...52

Figura 3.9: Fasatura della valvola di scarico...52

Figura 3.10: Schema del motore nellaconfigurazione con EGR di bassa pressione...53

Figura 3.11: Schema del motore nella configurazione con SCR...54

Figura 3.12: Particolare del modello in configurazione con SCR...55

Figura 3.13: Modello con EGR e SCR...56

Figura 4.1: Errore percentuale tra valore misurato della potenza e valore ottenuto tramite le simulazioni...58

Figura 4.2: Riduzione percentuale della potenza al variare dell'EGR rate...61

Figura 4.3: Riduzione percentuale degli NOx al variare dell'EGR rate per la configurazione con rapporto aria/combustibile costante...62

Figura 4.4: Aumento percentuale degli CO al variare dell'EGR rate per la configurazione con rapporto aria/combustibile costante...62 Figura 4.5: Riduzione percentuale degli NOx al variare dell'EGR rate per la configurazione con portata di combustibile costante...64 Figura 4.6: Aumento percentuale degli CO al variare dell'EGR rate per la configurazione con portata di combustibile costante...65 Figura 4.7: Risparmio sul consumo di urea per i casi con rapporto aria/combustibile costante...67 Figura 4.8: Risparmio sul consumo di urea per i casi con quantità di combustibile iniettato costante...68

Indice delle tabelle

Tabella 1.1: Normativa IMO riguardo le emissioni di NOx, [1]...11 Tabella 1.2: Riassunto dei risultati ottenuti attraverso l’uso combinato di EGR e SCR, [6]...27 Tabella 4.1: Misurazioni disponibili per la calibrazione del modello al variare del carico...57 Tabella 4.2: Misurazioni disponibili per la calibrazione del motore al variare della velocità di rotazione...57 Tabella 4.3: Punti di funzionamento del motore simulati e relativa potenza risultante...58 Tabella 4.4: Parametri principali del motore simulato per la configurazione con EGR di bassa pressione e EGR rate = 0%...59 Tabella 4.5: Emissioni del motore simulato in configurazione con Egr di bassa pressione e EGR rate = 0%...59 Tabella 4.6: Parametri principali del motore simulato al variare dell'EGR rate. ...60 Tabella 4.7: Emissioni del motore simulato al variare dell' EGR rate, rapporto aria/combustibile costante...61 Tabella 4.8: Parametri imposti per i casi presi in esame...63 Tabella 4.9: Parametri principali del motore simulato al variare dell'EGR rate. ...63 Tabella 4.10: Emissioni del motore simulato al variare dell' EGR rate, quantità di combustibile iniettata costante...64 Tabella 4.11: Risultati simulazione in configurazione con SCR singolo...66 Tabella 4.12: Risultati delle simulazioni con configurazione SCR+EGR di bassa pressione e rapporto aria/combustibile costante...66 Tabella 4.13: Risultati delle simulazioni con configurazione SCR+EGR di bassa pressione e quantità di combustibile iniettato costante...67

1 INTRODUZIONE

1.1

Quadro Normativo

A partire dagli anni ‘70 del secolo scorso si è generato un crescente interessamento vero le tematiche ambientali e soprattutto le emissioni prodotte dalla combustione di combustibili fossili. In particolare nel 1985 e nel 1988 sono uscite le prime regolamentazioni in ambito navale per quanto riguarda rispettivamente l’inquinamento da SOx e NOx, mentre nel 1991 vengono limitati i VOC. Dai congressi di Londra (1990) e Copenaghen (1992) emerge invece la volontà di eliminare entro il 2000 i CFCs.

All’inizio degli anni ‘90 da una serie di articoli sottoscritti dalla Norvegia emergono i seguenti dati riguardo all’impatto del traffico navale sulle emissioni mondiali di macroinquinanti:

• SOx emessi dal traffico navale: 4,5-6,5 milioni di tonnellate all’anno, 4% della produzione mondiale.

• NOx emessi da traffico navale: 5 milioni di tonnellate all’anno, 7% del totale della produzione mondiale.

• CFCs: emessi da traffico navale: 3-6 milioni di tonnellate all’anno, 1-3% del totale della produzione mondiale.

In questo contesto, nel 1997 l’IMO (International Marine Organization), per mezzo del MEPC (Marine Enviromental Protection Committee) produce l’allegato VI del protocollo MARPOL 73/78, nel quale sono contenute le limitazioni per SOx, NOx e ODS. In particolare si applicano ai motori diesel con potenza in uscita maggiore di 130kW, indipendentemente dalla stazza della nave, esclusi quei motori utilizzati solo in caso di emergenza. Riguardo gli NOx si ha in dipendenza della velocità di rotazione, come descritto nella figura 1.1.

Inoltre vengono definite le aree ECA, aree con regolamentazione più severa al fine di salvaguardare sistemi ecologici di particolare interesse, oppure di ridurre l’impatto del traffico navale sulle già elevate emissioni locali.

Nel 2008, in seguito a una revisione, è stato introdotto un secondo livello (Tier II) per tutte quelle navi costruite dopo il 1° Gennaio 2011. Inoltre viene introdotto un terzo livello (Tier III) in vigore a partire dal 1° Gennaio 2016. Entrambi abbassano il limite sulle emissioni rispettivamente del 10% e dell’80% rispetto all’andamento proposto nella figura 1.1.

0,0 5,0 10,0 15,0 20,0 rpm N O x [g /k W h ]

Figura 1.1: Limite degli NOx in funzione della velocità di rotazione del motore a partire dal 1997.

Il Tier III viene applicato solamente alle imbarcazioni che si trovano a operare nelle aree ECA. Fanno parte delle aree ECA i mari che costeggiano il Nord America, incluso il mar dei Caraibi, e dal 1° Gennaio 2021 saranno inclusi anche il mare del Nord e il mar Baltico. Sono allo studio proposte per l’allargamento di queste aree anche ad altri mari, tra cui il mar Mediterraneo. Sono escluse dal Tier III navi con stazza lorda inferiore alle 500t e lunghezza superiore ai 24m progettate specificatamente per scopi ricreativi.

Figura 1.3: Rappresentazione delle aree ECA, [3]

Figura 1.2: Rappresentazione grafica della normativa IMO riguardo le emissioni di NOx, [2]

1.2

Stato dell’arte

I motori diesel rappresentano la scelta più diffusa per la propulsione marina e la generazione di energia ausiliaria. Come riportato in [36], nonostante una transizione verso l’utilizzo del gas naturale e il crescente interessamento verso le energie rinnovabili, si rende necessario nel breve periodo lo studio di soluzioni in grado di far fronte alle sempre più stringenti normative in fatto di emissioni. Infatti tali motori sono tra i principali contribuenti per la produzione di gas serra e altri gas come CO, NOx e SOx, oltre che PM, ODS, VOC. I sistemi di abbattimento possono essere suddivisi in due categorie: misure primarie e misure secondarie. Le prime hanno effetto sulla fase di combustione del motore e si applicano andando a variare i parametri dello stesso. Le misure secondarie invece riguardano i sistemi di trattamento dei gas di scarico e sono installate a valle del motore.

In particolare sono oggetto di studio nel presente capitolo i seguenti sistemi di abbattimento degli NOX:

• Misure primarie: Ciclo Miller, DWI, LNC, HAM, EGR. • Misure Secondarie: SCR, sistemi a adsorbimento.

1.2.1

Misure primarie

EGR (Exhaust Gas Recirculating)

L’EGR è un metodo di abbattimento degli NOx ampiamente utilizzato nel settore automobilistico e si basa sulla miscelazione di una parte dei gas di scarico con l’aria in ingresso al cilindro. Si va così a diminuire la pressione parziale dell’ossigeno nella camera di combustione oltre che ad aumentare la capacità termica della miscela. Ne risultano l’abbassamento di pressione e temperatura di combustione e la conseguente riduzione degli NOx fino a percentuali del 50-60%. Tra gli effetti negativi ci stanno l’aumento delle emissioni di fuliggine e CO e un aumento del consumo specifico, oltre che una riduzione della potenza all’albero a parità di condizioni.

I sistemi EGR si dividono principalmente in tre configurazioni, sulla base del percorso scelto per ricircolare i gas combusti:

• EGR interno;

• EGR esterno lungo (long route) o di bassa pressione (low pressure); • EGR esterno corto (short route) o di alta pressione (high pressure).

EGR interno

I gas di scarico vengono trattenuti all’interno del cilindro coordinando l’azione delle valvole. Si possono adottare le seguenti strategie:

• Anticipare l’apertura della valvola di aspirazione prima del PMS in modo da trasferire la massa di gas combusti necessaria nel collettore di aspirazione, da cui viene poi richiamata nel cilindro assieme all’aria in ingresso.

• Ritardare la chiusura della valvola di scarico rispetto al PMS in modo da riaspirare dal collettore di scarico, all’inizio della corsa di aspirazione, la massa di gas combusti richiesta.

• Riaprire la valvola di scarico durante la corsa di aspirazione, in modo da riaspirare parte dei gas combusti durante la parte finale della stessa. • Trattenere nel cilindro la massa di gas combusti da ricircolare,

anticipando la chiusura della valvola di scarico e ritardando l’apertura della valvola di aspirazione.

Questo sistema ha il vantaggio di non necessitare di ulteriori componenti impiantistici rispetto a un motore standard. Tra i contro si rileva un’efficienza inferiore rispetto all’EGR esterno legata a fattori quali la scarsa precisione nel controllo dei gas trattenuti e l’incapacità di poter raffreddare tali gas.

EGR esterno di bassa pressione

I gas combusti vengono prelevati alla fine del sistema di scarico e inviati all’aspirazione a monte del compressore. Il vantaggio principale sta nel poter inviare l’intera portata di gas alla turbina di sovralimentazione. Inoltre data la bassa temperatura dei gas trattati si richiede l’asportazione di una bassa quantità di calore nello scambiatore EGR. L’aspetto sfavorevole sta nel maggior lavoro richiesto dal compressore per processare la portata più elevata rispetto alle condizioni standard.

Figura 1.4: Rappresentazione del ricircolo interno al cilindro dei gas combusti: a –attraverso la valvola d’aspirazione; b –attraverso la valvola di scarico, [4]

EGR esterno di alta pressione

I gas combusti vengono prelevati a monte della turbina e immessi nel condotto di aspirazione a valle del compressore. Può essere presente uno scambiatore di calore necessario per raffreddare i gas e garantire condizioni più favorevoli in camera di combustione. Il vantaggio sta nella riduzione del lavoro speso dal compressore, oltre che nell’eliminazione di rischi legati a condense acide nei condotti o allo sporcamento dell’eventuale scambiatore. Di contro si ha una minor portata processabile dalla turbina e una maggior quantità di calore da asportare per raffreddare i gas.

Figura 1.5: Rappresentazione schematica di un sistema EGR di bassa pressione, [4]

Figura 1.6: Rappresentazione schematica di un sistema EGR di alta pressione, [4]

Nella figura 1.7 viene descritto l’andamento degli NOx al variare dell’EGR rate e della temperatura in uscita dal compressore. Viene graficato anche il rapporto aria/combustibile e il PM. Come si vede una temperatura più bassa garantisce un miglior riempimento del cilindro e una riduzione maggiore degli NOx. Per questo risulta importante raffreddare i gas ricircolati tramite l’intercooler o uno scambiatore di calore apposito.

Nella figura 1.8 viene mostrato il comportamento del consumo specifico e degli NOx al variare degli EGR impostando due tipologie di controllo diverse. Nel caso CL (costant lambda) viene mantenuto lambda costante, mentre nel caso CB (costant boost) viene mantenuta costante la pressione di sovralimentazione. Mantenere costante la pressione di sovralimentazione provoca una riduzione maggiore degli NOx ma ha un effetto negativo più importante sul consumo specifico.

Figura 1.7: Influenza dell’EGR rate su emissioni di NOx, emissioni di PM e sull’andamento di λ, per due temperature dell’aria in uscita dal compressore, [5].

Ciclo Miller

A differenza dei motori diesel tradizionali, si ha una corsa di compressione effettiva più corta rispetto a quella di espansione. Questo è ottenuto attraverso l’anticipo di chiusura della valvola di aspirazione, che provoca un’espansione addizionale dell’aria in ingresso sul finire della corsa di aspirazione. Si ha quindi un lavoro di compressione ridotto rispetto a un ciclo standard, con lavoro di espansione costante, che provoca un effetto positivo sull’efficienza del motore. Sempre rispetto al ciclo standard, la temperatura dell’aria all’inizio della fase di compressione sarà inferiore e conseguentemente anche la temperatura di combustione sarà inferiore, con riduzione delle emissioni di NOx e minor stress termico dei componenti. Il ciclo Miller comporta anche una riduzione del rendimento volumetrico e quindi la necessità di utilizzare motori sovralimentati, spesso turbocompressori a due stadi per garantire la potenza in uscita necessaria.

Figura 1.8: Andamento del consumo specifico e delle emissioni specifiche di NOx ala variare dell’EGR rate, [6].

Iniezione di acqua nel cilindro

L’acqua può essere emulsionata al combustibile o iniettata separatamente, ottenendo una riduzione dell’1% di NOx per 1% di acqua aggiunto. Questa evaporando assorbe parte del calore prodotto dalla combustione, abbassando la temperatura in camera. Uno dei rischi legati a questa tecnologia sta nella possibilità che venga disturbata l’azione del lubrificante presente nel cilindro, aumentandone l’usura. Nei casi studiati non sono stati rilevati effetti negativi sulle emissioni di altri inquinanti e sui parametri del motore.

LNC (Low NOx Combustion)

I parametri di iniezione vengono modificati per avere condizioni meno favorevoli alla formazione degli NOx. Le operazini principali sono:

Figura 1.9: Confronto qualitativo tra un ciclo convenzionale e un ciclo Miller con anticipo della chiusura della valvola di aspirazione, [7]

• riduzione del ritardo di accensione elevando la temperatura dell’aria di combustione;

• iniezione ritardata e di durata ridotta per collocare la combustione nel punto di massima efficienza;

• utilizzo di sistemi di iniezione capaci di produrre un’ottima atomizzazione del combustibile iniettato.

Humid Air Motors (HAM)

L’aria in ingresso al cilindro viene umidificata iniettando acqua sotto forma di goccioline finissime, andando poi a evaporare abbassando le temperature in gioco durante la combustione. Anche in questo caso c’è il rischio di aumentare l’usura del cilindro danneggiando il film di lubrificante presente.

La riduzione degli NOx si attesta al 70-85%, portando con sé un leggero aumento di particolato, VOC e CO, oltre che un incremento del 2-3% del consumo specifico.

Figura 1.10: Andamento qualitativo della temperatura nel cilindro in seguito all'applicazione del sistema HAM, [8]

Un problema legato alla soluzione è la necessità di disporre di elevate quantità di acqua. Sono infatti allo studio tecnologie che propongono l’utilizzo di acqua salata, con l’obiettivo di ridurre ingombri e costi.

1.2.2

Misure secondarie

SCR (Selective Catalytic Reduction)

Gli SCR sono la tecnologia più utilizzata in ambito navale per l’abbattimento degli NOx emessi dai motori diesel. Una soluzione di urea al 30-40% in acqua viene utilizzata come agente riducente e iniettata nel condotto di scarico. Questa si dissocia liberando ammoniaca che in presenza di opportuni catalizzatori riduce gli NOx in N2 e H2O.

Le principali reazioni legate all’ammoniaca sono: 6 NO+4 NH3→5 N2+6 H2O

4 NO+4 NH3+O2→4 N2+6 H2O

6 NO₂+8 NH3→7 N2+12 H2O

2 NO₂+4 NH3+O2→3 N2+6 H2O NO+NO2+2 NH3→2 N2+3 H2O

Questi sistemi hanno nel controllo del flusso di urea un’importante criticità. Un basso livello di ammoniaca presente del sistema porta a un’efficienza di abbattimento non accettabile, mentre un livello troppo alto ha come conseguenza il rilascio in atmosfera di una parte dell’ammoniaca stessa (ammonia slip). Un parametro per controllare il fenomeno è il rapporto

NH₃/NOX , con valore allo stechiometrico pari a 1. Nella pratica, per evitare

l’ammonia slip, si utilizza un rapporto NH3/NOX compreso tra 0,9 e 1.

Un altro parametro importante è la temperatura dei gas di scarico, la quale deve essere superiore ai 270°C e inferiore ai 450°C. Il limite inferiore è dovuto sia all’esigenza di avere una cinetica di reazione adeguatamente veloce, sia al fatto che alle basse temperature si attivano reazioni i cui prodotti possono andare a

danneggiare il catalizzatore fino a renderlo inutilizzabile. Ad esempio, in presenza di zolfo si ha la formazione di solfato di ammonio, un sale che alle basse temperature si deposita nei canali del catalizzatore disattivandolo:

NH₃+SO£+H2O→NH4HSO4

2 NH3+SO3+H2O→(NH4)2SO4

Il limite superiore di temperatura dei gas trattati è invece legato all’efficienza del processo. Infatti per gas troppo caldi è necessario un rapporto

NH₃/NOX elevato per mantenere un’efficienza di abbattimento elevata, con

conseguente aumento dell’ammonia slip.

Nella figura 1.11 si nota come all’aumentare del rapporto NH3/NOx aumentano

anche l’efficienza di conversione e l’ammonia slip. L’efficienza di conversione ha un massimo per un dato valore del rapporto NH3/NOx oltre il quale la curva

prosegue in modo asintotico. Andando ad aumentare tale rapporto non si hanno quindi effetti utili, al contrario si andrà ad amplificare il problema dell’ammonia slip. Il punto di massimo si sposta verso destra all’aumentare della temperatura dei gas trattati, la quale non può comunque raggiungere valori eccessivamente elevati per limitare il consumo di urea.

Figura 1.11: Andamento dell'efficienza di conversione degli NOx e dell'ammonia slip al variare del rapporto NH3/NOx e della temperatura,

Sistemi ad adsorbimento

Questa tecnologia permette la riduzione degli NOx emessi senza dover utilizzare agenti esterni da aggiungere ai gas di scarico. Infatti viene utilizzato un catalizzatore capace di accumulare gli ossidi di azoto durante il funzionamento normale del motore e di convertirli in azoto molecolare in seguito a brevi cicli a miscela grassa o all’aumentare della temperatura dei gas di scarico. L’efficienza di abbattimento di questi sistemi può raggiungere l’80% , ma per quanto riguarda l’applicazione su motori di grossa taglia l’utilizzo è sconsigliato a causa delle elevate temperature dei gas di scarico e del rischio di avvelenamento del catalizzatore.

Fanno riferimento a questo sistema i termini: • NOx adsorber catalyst (NAC)

• Lean Nox trap (LNT) • DeNOx trap (DNT)

• NOx storage catalyst (NSC)

Il processo base si divide in due fasi principali:

• fase di accumulo: gli NOx si accumulano sulla superficie di un convertitore catalitico, durata variabile da 30 a 300 secondi;

• fase di rigenerazione: gli NOx accumulati vengono ridotti a N2 e

liberati allo scarico, durata variabile da 2 a 10 secondi. Questa fase può portare a un aumento del consumo specifico di carburante del 2-4%.

Fase di accumulo

La matrice del catalizzatore è ricoperto da un mantello di ossidi o carbonati di metalli alcalino terrosi. Tra questi i composti a base di bario sono tra i più utilizzati per via delle loro proprietà termiche.

Il monossido di azoto (NO) si ossida formando NO2, il quale successivamente

BaCO₃+2 NO2+

1

2O2←→ Ba(NO3)2+CO2

L’intervallo di temperatura ottimale dei gas di scarico è compreso tra 250 e 450°C. La capacità di accumulo del sistema decresce all’aumentare degli NOx intrappolati. Per questo è necessaria la fase di rigenerazione, attraverso la quale si riporta il catalizzatore alle condizioni iniziali.

Fase di rigenerazione

In questa fase gli NOx intrappolati vengono liberati e convertiti in anidride carbonica e azoto molecolare.

Vengono imposti al motore alcuni cicli con λ<1, che portano ad avere gas di scarico ricchi di CO e HC. Questi vengono utilizzati come agenti riducenti secondo le reazioni:

Ba(NO3)2+3 CO→BaCO3+2 NO+2 CO2

1.2.3

Scenari futuri

Come mostrato nella figura 1.10, l’utilizzo dei sistemi SCR è attualmente l’unica via per rispettare le normative vigenti, in particolare per garantire il rispetto del tier III descritto nel capitolo 1.1.

L’abbassamento progressivo dei limiti avvenuto negli ultimi 20 anni ha fatto sì che aumentassero notevolmente i problemi legati a ingombri e costi riguardanti la tecnologia SCR, [12]. Per questo si sono resi necessari studi per combinare soluzioni che garantissero più compattezza.

Come riportato negli studi [12, 13] l’ EGR rappresenta una risorsa importante nonostante i problemi legati all’aumento del consumo specifico e delle emissioni di altri macro-inquinanti. L’utilizzo combinato con altre tecnologie può portare a risultati rilevanti. Al momento la soluzione più promettente riguarda la combinazione con il ciclo Miller [14, 15, 16, 17], grazie alla quale si riescono a raggiungere livelli di abbattimento del 90% con effetti negativi del ricircolo dei gas combusti mitigati.

Come descritto in [18] e mostrato nella figura 1.13 questa soluzione può portare a raggiungere i limiti richiesti dal Tier III dell’IMO. In particolare nel grafico sull’ascissa è rappresentato l’angolo di manovella (con 0° riferiti al punto morto superiore) a cui avviene l’iniezione pilota, mentre sulle ordinate l’abbattimento percentuale di NOx. Il massimo dell’abbattimento si ha per

SCR LNT Miller HAM LNC DWI EGR 0% 10% 20% 30% 40% 50% 60% 70% 80% 90%100%

Abbattimento percentuale NOx

Figura 1.12: Efficienza massima di conversione degli NOx secondo dati di letteratura, [10, 11]

singola iniezione a -35° e EGR rate = 30%, mentre il limite dell’80% di NOx abbattuti si ha sempre per singola iniezione a -30° e EGR rate = 20%.

Di contro si ha un aumento del consumo specifico molto elevato che può arrivare anche al 30%.

Figura 1.13: Andamento dell’efficienza di abbattimento degli NOx per diverse combinazioni di ciclo Miller e EGR, [18].

Figura 1.14: Andamento del consumo specifico per diverse combinazioni di ciclo Miller e EGR, [18]

Di derivazione automobilistica è invece la possibilità di ridurre il flusso di inquinanti all’SCR andando a utilizzare una delle possibili misure primarie. Uno studio interessante in questo senso viene da [6] in cui si svolgono simulazioni attraverso un modello monodimensionale a un motore diesel da 560kW per automotrice. Come si vede nella tabella 1.2 si riesce a ottenere una riduzione notevole delle emissioni di NOx unita a un forte risparmio di urea unendo all’SCR un sistema EGR di alta pressione.

BSNOx [g/kWh] NH3/NOx BSUC [g/kWh] EGR rate [%]

EGR 1,81 / / 32

SCR 0,69 1,32 34,9 /

EGR+SCR 0,28 0,71 2,1 32

Tabella 1.2: Riassunto dei risultati ottenuti attraverso l’uso combinato di EGR e SCR, [6].

2 Formazione degli NOx

Gli ossidi di azoto prodotti in seguito a una combustione sono comunemente definiti NOx. Il monossido di azoto (NO) rappresenta la specie predominante all’interno dei gas di scarico, mentre diossido di azoto (NO2) è di solito il

10-20% del totale. Possono essere presenti anche quantità spesso trascurabili di N2O2, N2O3, N2O5 e N2O4.

Gli NOx si formano ad alte temperature e la loro produzione è fortemente dipendente dal rapporto aria-combustibile locale. La particolarità dei motori diesel sta nel fatto di avere una distribuzione non uniforme del combustibile all’interno del cilindro, che porta quindi a distinguere zone specifiche in cui possono avvenire le reazioni necessarie alla produzione degli inquinanti.

Come mostrato nella figura 2.1, si può dividere la combustione in due fasi principali: una fase di premiscelamento in cui il combustibile iniettato vaporizza e si miscela con i gas presenti nel cilindro (aria e gas combusti ricircolati), durante la quale si innesca la combustione nei punti con rapporto aria-combustibile allo stechiometrico; una seconda fase di combustione diffusiva in cui si ha all’interno del cilindro la presenza simultanea di gas combusti, aria, vapori di combustibile e una distribuzione variabile di temperatura e rapporto di miscela.

Figura 2.1: Andamento di pressione, temperatura e calore scambiato nel cilindro al variare dell'angolo di manovella. Rappresentazione qualitativa delle diverse zone che si formano nel cilindro durante il processo di combustione, [19].

Si hanno successivamente variazioni di temperatura e composizione durante la fae di espansione, che frenano le reazioni che coinvolgono gli NOx.

Come mostrato nella figura 2.2, il valore di lambda per cui si ha la massima produzione di NOx è vicino a quello stechiometrico. La maggior parte di NO si forma con lambda variabile tra 0,85 e 1,1.

2.1

Cinetica di formazione

Gli ossidi di azoto si formano ad alta temperatura in seguito a reazioni che coinvolgono azoto e ossigeno e molecole che non raggiungono l’equilibrio chimico. Più elevata è la temperatura dei gas combusti, più elevato è il tasso di formazione degli NOx. Quando i gas si raffreddano durante la fase di espansione, le reazioni rallentano e lasciano la concentrazione di NOx in eccesso rispetto al valore di equilibrio alle condizioni di scarico, come mostrato in figura 2.3

Figura 2.2: Figura 2.2: Andamento della produzione di inquinanti alvariare di alcuni parametri del motore, [20].

Le emissioni di NO sono le principali e sono prodotte all’interno del cilindro. Il principale processo di formazione riguarda l’ossidazione dell’azoto atmosferico. Se però il combustibile contiene una quantità significativa di azoto, l’ossidazione di quest’ultimo è una ulteriore fonte.

I meccanismi principali di formazione sono: • Termici NOx

• Prompt NOx • Fuel NOx

Il meccanismo degli NOx termici è quello che domina il fenomeno nella maggior parte delle applicazioni. Gli NOx derivanti dall’azoto nel combustibile sono trascurabili fintanto che si ha una forte produzione di termici e prompt.

Figura 2.3: Andamento qualitativo degli inquinanti, della velocità di iniezione e del calore prodotto del burn rate in funzione del tempo, [19].

2.1.1

Termici

Il modello di riferimento è quello chiamato Zeldovich esteso. Il nome deriva dall’elevata energia di attivazione necessaria per scindere la molecola di N2,

che si traduce nella necessità di avere elevate temperature.

Zeldovich [25] prima e Lavoie [26] successivamente definiscono le seguenti reazioni come le principali per descrivere il problema:

O+N2←

k1→ NO+N

N+O2←

k2→ NO+O

N+OH ←k3→NO+H

La costante di velocità di queste è determinabile secondo delle correlazioni sperimentali reperibili in letteratura.

ki , r=[ cm

3 mol∗s]

Tra le più comuni troviamo:

k_{1 , r}=1,8∗104 ∗exp(−38400 T ) [21] k_{1 , r}=0,544∗1014 ∗T0,1 ∗exp(−38020 T ) [22] k2 , r=9∗10 9 ∗T∗exp(−3280 T ) [22] k_{3 , r}=3,36∗1013 ∗exp (−195 T ) [22] k_{1 , r}=0,76∗1014 ∗exp(−38000 T ) [19] k3 , r=4,1∗1013 [18] k_{2 , r}=6,4∗109 ∗T∗exp(−3150 T ) [23]

k3 , r=3∗1013

k_{2 , r}=1,48∗108

∗T1,5

∗exp(−2860

T ) [24]

Il tasso di formazione dell’ NO è determinato come:

d[NO]

dt =k1 , r[O][N2]+k2 ,r[N ][O2]+k3 ,r[N ][OH ]−k1 ,l[ NO][N ]−k2 ,l[NO][O]−k3, l[NO][ H ]

mentre per quanto riguardo l’azoto atomico si ha:

d[N ]

dt =k1 ,r[O][N2]−k2 ,r[N ][O2]−k3 , r[N ][OH ]−k1 ,l[ NO][N ]+k2 ,l[NO][O]+k3 ,l[NO ][ H ]

Se la concentrazione locale di NO è al di sotto di quella di equilibrio, la reazione è molto significativa. Al contrario, se la concentrazione di NO è al di sopra di quella di equilibrio, è significante la reazione inversa di produzione di N.

Nei motori diesel, la prima situazione è quella tipica della fase di combustione, mentre la seconda della fase di espansione.

Dalle correlazioni sulle costanti di reazione è possibile vedere che la reazione che prevede la dissociazione dell’azoto molecolare è la più lenta . Infatti è considerabile la reazione cardine del processo termico, in quanto quella che necessità di maggior energia per rompere il legame triplo della molecola di N2.

Per via di questa forte dipendenza dalla temperatura, la cinetica chimica di reazione è più lenta dei fenomeni fisici che avvengono nella camera di combustione, non è quindi possibile raggiungere l’equilibrio chimico.

Per questi motivi è possibile semplificare le equazioni precedenti come segue:

d[N ]

dt ≈0 d[NO]

dt =2 k1 ,r[O][N2]−k1 ,l[ NO][N ]

Tenendo in considerazione i processi di raffreddamento tipici dei motori a combustione interna, si può ulteriormente semplificare l’equazione ottenendo:

d[NO]

dt =2 k1 ,r[O][N2]

Va tenuto in considerazione il fatto che quest’ultima equazione va a sovrastimare la concentrazione di NO.

2.1.2

Prompt NOx

La formazione del’NO con metodo prompt è strettamente collegata con la formazione dei radicali idrocarbonici (CH) nel fronte di fiamma, tipici dell’utilizzo di spray di combustibile liquido. Fenimore [27] descrisse il

processo di formazione. Il radicale CH reagisce con N2 formando HCN (acido

cianitrico), che successivamente porta all’ NO.

CH+N2− k9→HCN + N →...→NO k9 , r=4,4⋅10 9 ⋅exp(−11060 T )[ m3 kmol⋅s]

In condizioni di miscela ricca nel fronte di fiamma, si forma acetilene (C2H2)

che è il precursore dei radicali CH. La formazione dei NOx prompt si attiva a 1000K.

Le reazioni che fanno passare da HCN a CN sono:

HCN+O−k10→NCO+H CN+O2− k11→NCO+O HCN+OH ←k12→CN +H 2O con k_{10 ,r}=2,3⋅104 ⋅T1,71 ⋅exp(−3521 T ) k_{11 ,r}=8,7⋅109 ⋅exp(216 T ) k_{12 ,r}=4,7⋅109 ⋅exp (−5174 T ) k_{12 ,l}=7,4⋅109 ⋅exp(−3715 T )

trascurando le reazioni più lente, si può scrivere:

d[NO]

dt =k10 ,r[HCN ][O]+k11 ,r[CN ][O2]

Dalla letteratura [28] si evince una scarsa consistenza delle equazioni proposte. Per questo il calcolo degli NO prompt è effettuabile con maggior incertezza rispetto agli NO termici. Sicuramente in questo caso gioca un ruolo fondamentale la concentrazione locale di combustibile, che regola la formazione di CH e HCN.

Nei motori a combustione interna si ha un 5%-10% di prompt NO.

2.1.3

Fuel NO

Questo meccanismo diventa importante per la combustione di carbone o olio pesante, ma rimane trascurabile per i motori diesel. Durante la combustione, l’azoto presente nel combustibile si scinde formando radicali liberi, i quali poi formeranno NO. La temperatura di attivazione del fenomeno è circa 1100K. Esistono due percorsi principali di formazione dell’NO. Il primo coinvolge l’ossidazione delle specie di azoto volatile durante lo stadio iniziale della combustione. Il secondo coinvolge l’azoto presente nel char.

2.1.4

Formazione di NO

Nei motori diesel, il rapporto NO2/NO nei gas di scarico varia tra 0,1 e 0,3. Il

meccanismo per cui si hanno maggiori riscontri è quello che vede l’NO formatosi durante la combustione convertirsi in NO2 secondo le seguente

reazione:

NO+HO2→NO2+OH

con meccanismo inverso del tipo:

Agli alti carichi nei motori diesel, si ha una presenza maggiore di NO2 perché

la reazione inversa viene bloccata dall’azione di raffreddamento del fluido refrigerante.

2.2

NOx GT-Power

Sul software GT-Power il modello per le emissioni di NOx è basato sul meccanismo esteso di Zeldovich.

I coefficienti k1, k2, k3, presentati nel capitolo 2.1.1, vengono utilizzati per

calcolare il tasso di reazione di NO e N, e sono calcolati secondo le equazioni:

k₁=F1⋅7,6⋅10 10 ⋅exp(−38000⋅A1 Tb ) k₂=F2⋅6,4⋅10 6 ⋅Tb⋅exp( −3150⋅A2 Tb ) k3=F3⋅4,1⋅1010 dove:

• F1 è il fattore moltiplicativo di ossidazione di N2 • F2 è il fattore moltiplicativo di ossidazione di N • F3 è il fattore moltiplicativo di riduzione di OH

• A1 è il moltiplicatore della temperatura di attivazione di N2 • A2 è il moltiplicatore della temperatura di attivazione di N • Tb è la temperatura in Kelvin dellaz sub-zona di combustione

Il modello è molto sensibile rispetto alla temperatura e al rapporto aria-combustibile equivalente. Per avere una maggior precisione, viene utilizzato un modello di combustione a due zone, in modo da catturare meglio il picco di temperatura nel cilindro e le variazioni locali di lambda. Temperatura e composizione vengono calcolate indipendentemente per la zona dei gas combusti e per quella dei gas ancora da processare.

Per una buona calibrazione del modello con le misure reali è possibile agire sui fattori moltiplicativi precedentemente indicati.

3 Descrizione del modello

3.1

Teoria dei principali modelli

fisici utilizzati

3.1.1

Modellazione flusso

Il software GT-SUITETM _{si basa sulla formulazione monodimensionale delle}

equazioni di Navier-Stokes applicata a una griglia “staggered” per la discretizzazione spaziale, [33].

Come mostrato nella figura 3.1 lo spazio viene diviso in una serie di volumi connessi. Le variabili scalari vengono assunte uniformi in ogni volume e sono calcolate nel centroide . Le variabili vettoriali vengono invece calcolate sul bordo.

Le equazioni considerate diventano:

dm dt =_boundaries

∑

∑

∑

∑

dt−hAs(Tfluid−Twall)

Figura 3.1: Descrizione schematica di una griglia staggered con quantità scalari calcolate sul centroide e vettoriali al confine, [33].

Tali equazioni possono essere risolte temporalmente sulla base di tre metodi: metodo esplicito, metodo implicito, metodo quasi-stazionario. Per le simulazioni utili alla tesi è stato scelto il metodo esplicito per ciò che riguarda il flusso lato motore e il metodo quasi-stazionario lato SCR.

Metodo esplicito

Attraverso questo metodo vengono risolte le equazioni di bilancio di massa, di quantità di moto e di energia interna. I termini a destra dell’equazione sono calcolati utilizzando i valori del passo temporale precedente. Ad ogni passo vengono determinate pressione e temperatura come segue:

1. Risolvendo l’equazione di continuità e il bilancio di energia vengono ricavati i valori di massa e energia nel volume considerato.

2. Successivamente viene calcolata la densità a partire dai valori calcolati nel punto 1.

3. L’equazione di stato di ogni specie definisce densità e energia in funzione di pressione e temperatura, che vengono quindi calcolate iterativamente.

Il solutore esplicito utilizza solamente i valori delle variabili presenti nel sub-volume in esame e dei sub-volumi confinanti. Per soddisfare la condizione di Courant il passo temporale deve essere ristretto, questo porta a sconsigliarne l’utilizzo per simulazioni relativamente lunghe (dell’ordine del minuto). Al contrario è adatto a simulare flussi fortemente non stazionari.

Metodo implicito

Le equazioni considerate sono quelle di continuità, del bilancio di entalpia e della quantità di moto. Questo metodo calcola i valori al nuovo passo temporale simultaneamente per tutti i sub-volumi risolvendo iterativamente un sistema non lineare. Il metodo si adatta a processi in cui non si hanno fluttuazioni di pressione a elevata frequenza, oltre che con tempi di

simulazione elevati. Un’altra limitazione riguarda il numero di Mach, il quale deve essere inferiore al valore di 0,3.

Metodo Quasi-Stazionario

L’approccio quasi-stazionario parte dall’ipotesi che le variazioni temporali sono trascurabili rispetto a quelle spaziali, permettendo così di semplificare notevolmente le equazioni precedentemente esposte. La portata in massa viene imposta come condizione iniziale, pressione e temperatura vengono di conseguenza calcolate. Il solutore è indicato per simulare la cinetica chimica, infatti viene utilizzato per i circuiti di post trattamento dei gas di scarico.

3.1.2

Modellazione della combustione

Per la valutazione delle emissioni è di fondamentale importanza prestare attenzione a ciò che avviene all’interno del cilindro durante la combustione. Modelli diversi possono portare a risultati anche molto distanti tra loro a causa dei diversi parametri utilizzati e della diversa precisione richiesta nella descrizione del motore.

Nel software GT-Power [29] il termine combustione si riferisce al trasferimento di massa e energia da una zona contenente la miscela incombusta (unburned zone) alla zona dei gas combusti (burned zone), oltre che al rilascio di energia e al calcolo delle specie e delle loro concentrazioni. Per modellare il processo sono quindi richiesti due parametri principali: il ritardo di accensione e il burn rate in funzione dell’angolo di manovella. Una volta determinati vengono calcolate le condizioni termodinamiche all’interno del cilindro attraverso l’equazione dell’energia e successivamente vengono utilizzate le equazioni di equilibrio chimico per determinare le specie.

In base alle metodologie di calcolo del burn rate si definiscono tre principali categorie di modelli: non-predittivi, semi-predittivi, predittivi.

I modelli predittivi funzionano a partire dalle condizioni iniziali presenti nel cilindro (pressione, temperature, λ, gas residui). Questi sono adatti a ogni

tipologia di simulazione, ma per ragioni pratiche spesso sono da escludere. Infatti richiedono una grande spesa computazionale, con conseguente rallentamento della velocità di calcolo. Inoltre richiedono una calibrazione molto precisa sulla base delle misurazioni effettuate, oltre che una descrizione dettagliata della geometria dei componenti del motore.

I modelli non-predittivi impongo il burn rate indipendentemente dalle condizioni presenti nel cilindro, fintanto che è presente sufficiente combustibile per mantenerlo. Sono adatti per studi che hanno il fine di valutare gli effetti di parametri che incidono solo in piccola parte sulla combustione.

I modelli semi-predittivi sono una via di mezzo e in numerosi casi riescono a garantire sia un’adeguata velocità di calcolo che risultati accurati, con limitazioni se si utilizzano frazioni di EGR superiori al 15%.

Utilizzano le stesse funzioni dei non-predittivi, con la differenza che alcuni dei coefficienti che le compongono vengono calcolati iterativamente e non imposti.

Combustione a due zone

Il software GT-Power prevede la divisione in due zone del cilindro nel caso in cui si debbano valutare le emissioni di NOx per i modelli predittivi e semi-predittivi. Una zona chiamata unburned zone, che contiene la miscela incombusta, una chiamata burned zone in cui invece sono presenti i gas combusti.

La combustione avviene con i seguenti passaggi:

1. L’inizio della combustione coincide con quelle dell’iniezione, tutte le specie presenti nel cilindro fanno parte della unburned zone, compresi i residui del ciclo precedente e gli eventuali gas di scarico ricircolati. 2. Per ogni passo temporale, una parte della miscela aria-combustibile

viene trasferita nella burned zone sulla base del burn rate calcolato o imposto.

3. Nella burned zone si applicano le equazioni di equilibrio chimico per determinare le specie formate. A partire dagli atomi di C, H, O, N, S, Ar si vanno a formare N2, O2, H2O, CO2, CO, H2.. Applicando il principio

di conservazione dell’energia, si ottengono temperatura e pressione delle due zone.

Ad ogni passo nella unburned zone viene risolta la seguente equazione per determinare la quantità di energia prodotta dalla combustione:

d(mueu) dt =− p dVu dt −Qu+( d mf dt hf+ d ma dt ha)+ d mf , i dt hf ,i dove

mu = massa presente nella unburned zone

mf = massa di combustibile

ma = massa d’aria

mf,i = massa di combustibile iniettato

eu = energia nella unburned zone

p = pressione nel cilindro

Vu = volume nella unburned zone

Qu = flusso di calore trasferito dalla unburned zone

hf = entalpia del combustibile

ha = entalpia dell’aria

hf,i = entalpia del combustibile iniettato

Nella burned zone invece si applica la seguente equazione per determinare le condizioni termodinamiche alla fine del ciclo:

d(mbeb) dt =−p dVb dt −Qb−( d mf dt hf+ d ma dt ha)

Modelli non-predittivi o semi-predittivi basati sulla funzione di Wiebe

Questi modelli impongono il burn rate al variare dell’angolo di manovella, basandosi sulla funzione di Wiebe a tre termini. Le curve di Wiebe approssimano la forma tipica dell’accensione per compressione dei motori diesel, con singolo iniettore. Si utilizzano tre termini per poter modellare la

fase di combustione premiscelata, la fase di combustione diffusiva e le reazioni che avvengono in coda al ciclo .

I parametri in ingresso sono:

SOI (start of injection) : inizio dell’iniezione ID (ignition delay): ritardo di accensione

DP (premix duration): durata della fase di premiscelamento DM (main duration): durata della fase principale

DT (tail duration): durata fase finale in coda

FP (premix fraction): frazione di combustibile nella fase di premiscelamento FT (tail fraction): frazione di combustibile nella fase di coda

EP (premix exponent): esponente per il parametro di premix EM (main exponent)

ET (tail exponent)

CE (combustione efficiency): frazione di combustibile bruciato

Mentre in uscita:

FM (main fraction): frazione di combustibile nella fase principale WCP (Wiebe premix costant)

WCM (Wiebe main costant) WCT (Wiebe Tail costant) secondo le equazioni: F_M=1−Fp−FT WC_P=[ DP 2,302 1 (EP+1)−0,105 1 (EP+1) ] −( EP+1) WC_M=[ DM 2,302 1 (EM+1)−0,105 1 (EM+1) ] −(EM+1 )

WCT=[ DT 2,302 1 (ET+1 )−0,105 1 (ET+1) ] −(ET+1)

Il valore cumulativo del burn rate viene calcolato normalizzato a 1. La combustione parte da 0 (combustibile 0% bruciato) e procede fino al valore specificato dall’attributo “frazione di combustibile bruciato”, che è tipicamente 1.

Combustion(θ)=(CE)(FP)[1−e

−(WCP)(θ−SOI −ID)(EP+1)]+(CE)(F

M)[1−e

−(WCM)(θ−SOI −ID)(EM+1)]

+(CE)(FT)[1−e−(WCT)(θ− SOI− ID)

( ET+1)

] θ: angolo di manovella istantaneo

3.1.3

Modellazione SCR

Su GT-Power è possibile distinguere 4 blocchi che servono a descrivere: • processo di iniezione dell’ urea;

• processo di dissociazione dell’urea;

• geometria e definizione delle caratteristiche fisiche e termiche del catalizzatore;

• reazioni che avvengono sulla superficie del catalizzatore.

Le equazioni, a differenza di ciò che accade lato motore, vengono risolte in regime quasi-stazionario. Per questo motivo è necessario separare i due modelli e utilizzare le condizioni allo scarico come condizioni iniziali nel modello di post-trattamento degli inquinanti.

Definizione del catalizzatore

Come mostrato nella figura 3.3, in fase di realizzazione vanno definiti i seguenti parametri principali: lunghezza, densità delle celle, area frontale e spessore del substrato che ricopre il supporto ceramico.

Il materiale del substrato è normalmente cordierite, la quale è presente nella libreria del software con porosità del 35% e densità dello parte solida di 2650 kg/m3 _.

Reazioni sulla superficie

Sulla superficie del un catalizzatore vengono definite e risolte le seguenti reazioni:

NH₃+Θ←→Θ NH3 (Adsorbimento/Desorbimento)

Figura 3.3: Descrizione schematica della geometria del catalizzatore utilizzato, [32].

4Θ NH3+3O2→2 N2+6 H2O+4 Θ (Ossidazione NH3)

4Θ NH3+4 NO+O2→ 4 N2+6 H2O+4 Θ (Conversione standard NO)

2Θ NH3+NO+NO2→2 N2+3 H2O+2 Θ (Reazione di conversione NO e NO2

veloce)

4Θ NH3+3 NO2→3,5 N2+6 H2O+4 Θ (Reazione di conversione NO2 lenta)

2Θ NH3+2 NO2→N2+N2O+3 H2O+2 Θ (Formazione NO2)

NO+0,5 O2→ NO2 (Ossidazione NO)

le quali seguono una cinetica che segue la legge di Arrhenius in forma estesa:

k=A⋅Tb

⋅exp(− Ea

RT)⋅[conc]⋅f (Θ)⋅g (G)

k: velocità di reazione T: tempertura

b: esponente della temperatura Ea: energia di attivazione

R: costante universale dei gas [conc]: concentrazione

f(Gi): funzione di inibizione generale f(θ): coverage expression

θ: copertura

Definizione e dissociazione dell’urea

A monte del blocco del catalizzatore va definita l’urea da iniettare e le reazioni di dissociazione che la coinvolgono. Nelle librerie del programma è presente una soluzione di urea al 32,5% in acqua che va a simulare le caratteristiche delle sostanze presenti sul mercato (AdBlue, AUS32, DEF).

Per un’analisi più superficiale è possibile utilizzare una reazione a parametri concentrati:

(NH2)2COsol+ H2Ogas→2 NH3 , gas+CO2 ,gas

Se invece è richiesto un meccanismo più complesso si hanno le seguenti fasi da implementare:

• l’acqua allo stato liquido evapora, lasciando le particelle solide di urea intrappolate nella fase gassosa:

[(NH2)2CO+H2O]liq→(NH2)2COsol+H2Ogas

• termolisi dell’urea che si decompone in ammoniaca e acido iso-cianico: (NH2)2COsol→NH3 , gas+HNCOgas

• idrolisi HNCO che forma ammoniaca e anidride carbonica:

HNCOgas+H2Ogas→NH3 , gas+CO2, gas

3.2

Descrizione

delle

configurazioni

La costruzione del modello è partita utilizzando uno degli esempi presenti nella libreria del software Gt-Power. Questo è un motore ad accensione per compressione, 4 tempi, 6 cilindri, cilindrata totale 11,7 l, sovralimentato con un turbocompressore. Il motore è dotato di tre valvole per cilindro (una di aspirazione e due di scarico) e l’iniezione avviene direttamente nel cilindro. Per venire incontro alle esigenze della tesi è stata modificata la geometria dei cilindri e il gruppo di turbocompressione, oltre che le condizioni di iniezione del combustibile. Inoltre sono stati modificati i condotti di aspirazione e scarico per aggiungere i sistemi di abbattimento degli inquinanti (SCR e EGR).

3.2.1

Configurazione di base

Per avvicinare le condizioni termodinamiche del motore simulato a quelle di un motore MTU serie 2000, [34], di cui sono disponibili le misurazioni per la calibrazione del modello, è stata modificata la geometria del cilindro rispetto alla base presente nella libreria. Mantenendo invariato l’alesaggio per non dover modificare le sedi delle valvole, è stata variata la corsa in modo da avere un rapporto Corsa/Alesaggio pari a 1,16. Le nuove dimensioni sono quindi:

Alesaggio = 119 mm Corsa = 138 mm

Rapporto di compressione = 16,5 Cilindrata = 9,24 l

Nella figura 3.4 viene mostrato lo schema generale della versione priva di EGR e SCR.

Nel cilindro la combustione viene modellata con un sistema semi-predittivo che sfrutta la funzione di Wiebe per imporre il burn rate. Lo scambio termico invece segue il metodo di Woschni GT, [36].

Gli ambienti di ingresso e uscita del fluido sono posti alla temperatura di 298 K e alla pressione di 1 bar. Il flusso nei condotti è simulato come precedentemente spiegato nel paragrafo 3.1.1.

Figura 3.4: Modello del motore in assenza di misure di abbattimento degli NOx.

Turbocompressore

Essendo la tesi incentrata sullo studio delle emissioni di NOx, per risparmiare tempo di calcolo e per ovviare all’assenza di dati riguardo compressore e turbina, è stata scelta una modellazione semplificata. In particolare viene sintetizzato il sistema in due blocchi che riproducono gli andamenti di pressione e temperatura previsti a partire dalle condizioni iniziali del fluido processato.

Il blocco del compressore calcola la portata in massa di aria in uscita e la temperatura della stessa a partire dai seguenti parametri:

• Temperatura in ingresso = 298 K • Pressione in ingresso = 1 bar

• Pressione in uscita = variabile in base al caso in esame

• Potenza in ingresso al compressore = Potenza in uscita dalla turbina • Efficienza del compressore = 0,7

Per quanto riguarda la turbina invece il blocco calcola la potenza prodotta, la portata in massa in uscita e la temperatura di uscita dei gas di scarico a partire da:

• Temperatura in ingresso alla turbina • Pressione in ingresso alla turbina • Pressione in uscita dalla turbina • Efficienza turbina = 0,7

Solamente l’efficienza della turbina viene imposta, mentre gli altri parametri sono calcolati all’interno della simulazione.

La pressione di sovralimentazione viene controllata da un regolatore PID ottimizzato, presente nella libreria del software, andando ad agire sulla valvola

di wastegate della turbina. Un sensore posizionato a valle dell’intercooler controlla che la pressione coincida con quella desiderata.

Intercooler

L’intercooler è stato preso direttamente dal modello base di partenza senza porre cambiamenti. Viene rappresentato da un fascio di 1500 tubi di lunghezza 300 mm e diametro 3,5 mm. La temperatura di parete dei tubi viene posta uguale alla temperatura di uscita del fluido voluta, mentre il flusso termico viene variato in modo da avere il profilo di temperatura descritto nella figura 3.5 .

Figura 3.5: Profilo di temperatura dell'aria in uscita dall'intercooler. X = [rpm], Y = [K].

Iniezione

Il modello di combustione scelto richiede una descrizione del sistema di iniezione semplificata. Il fluido iniettato è stato scelto dalla libreria del software ed è del tipo diesel con le seguenti caratteristiche:

Temperatura Viscosità dinamica Conduttività termica

[K] [kg/m-s] [W/(m-K)] 273.15 0.00219 0.116645 290.15 0.00171 0.113925 310.15 0.00133 0.110725 330.15 0.0011 0.107525 350.15 9.6E-4 0.104325 373.15 8.8E-4 0.100645 400.15 8.7E-4 0.096325 450.15 0.00112 0.088325

Questo viene iniettato 0,5° in anticipo rispetto al punto morto superiore, a una temperatura di 350 K e a una pressione di 1500 bar, utilizzando un iniettore dotato di 8 fori di diametro 0,25 mm ciascuno. La massa di combustibile iniettato viene regolata da un blocco di controllo che impone il λ richiesto dal caso simulato.

Valvole

Le valvole scelte sono presenti nella libreria del programma. La valvola di aspirazione ha un diametro di 60 mm, mentre le due valvole di scarico un diametro di 38 mm ciascuna. Nelle figure 3.6 e 3.7 sono mostrate le loro caratteristiche per quanto riguarda il coefficiente di efflusso.

Figura 3.6: Caratteristiche della valvola di aspirazione scelta.Y = Forward CD, Forward CF; X = rpm.

Figura 3.7: Caratteristiche della valvola di scarico scelta.Y = Forward CD, Forward CF; X = rpm.

Nelle figure 3.8 e 3.9 è rappresentata invece la loro fasatura.

Figura 3.8: Fasatura della valvola di aspirazione.

3.2.2

Configurazione con EGR

La configurazione con EGR prevede l’aggiunta di un condotto che unisce l’ingresso al compressore con l’uscita dalla turbina. Sono presenti anche uno scambiatore per raffreddare i gas di scarico e una valvola a farfalla necessaria per evitare che l’aria lato aspirazione percorra il condotto in senso inverso e per regolare il flusso di gas da ricircolare. Lo scambiatore è costruito su modello dell’intercooler descritto in precedenza e raffredda i gas di scarico fino alla temperatura di 320K. La valvola viene controllata da un regolatore PID che impone l’EGR rate prescelto.

Figura 3.10: Schema del motore nella configurazione con EGR di bassa pressione.

3.2.3

Configurazione con SCR

Il sistema è dimensionato sulla base della normativa esposta nel capitolo 1. La configurazione è suddivisa in due circuiti per poter utilizzare due tipologie di solutore diverse. Il circuito 1 compre il percorso dell’aria fino allo scarico della turbina, il circuito 2 invece riguarda il sistema di post-trattamento dei gas di scarico. Il flusso nel primo circuito viene risolto con metodo esplicito, mentre quello del secondo con metodo quasi-stazionario.

Figura 3.11: Schema del motore nella configurazione con SCR.

I due circuiti sono separati dal blocco “flow circuit splitter” che ha la funzione di ambiente di scarico per il circuito entrate e di ambiente iniziale per il circuito uscente. I valori delle concentrazioni delle specie e della temperatura vengono trasmessi senza variazioni, mentre la portata è gestita da un regolatore PID che ha come riferimento la massa proveniente dallo scarico della turbina.

Il sistema SCR utilizza un catalizzatore a zeolite modellato tenendo conto delle informazione contenute in letteratura [35]. La geometria del catalizzatore è la seguente:

Diametro = 304,8mm Lunghezza = 193,04mm Densità delle celle = 300cpsi Spessore del substrato = 0,203mm

La portata di urea viene gestita da un sistema di controllo che regola il dosaggio in funzione del rapporto NH3/NOx e riduce il fenomeno

dell’ammonia slip limitando la quantità di ammoniaca in uscita a 15ppm. Inoltre viene limitata l’iniezione per una temperatura inferiore ai 200°C.

Figura 3.12: Particolare del modello in configurazione con SCR.

Per quanto riguarda la configurazione sia con SCR che con EGR sono stati uniti i modelli descritti precedentemente come mostrato nella figura 3.13.

4 SIMULAZIONI

4.1

Calibrazione

Le configurazioni descritte nel capitolo precedente vengono calibrate sulla base di misurazioni effettuate su un motore diesel 16 cilindri del tipo MTU serie 2000. I dati disponibili riguardano l’andamento di potenza, λ e temperatura dei gas di scarico a valle della turbina al variare del carico e della velocità di rotazione del motore, come mostrato nelle tabelle 4.1 e 4.2.

rpm Load [%] power [kW] 600 23,00 29,90 5,37 800 24,00 60,00 3,80 1000 27,00 108,00 3,01 1200 31,50 182,70 2,84 1400 39,50 304,15 2,39 1600 46,00 441,60 2,14 1800 54,50 634,93 2,33 2000 65,00 887,27 1,91 2200 79,00 1.248,20 1,86 2450 96,50 1.564,50 1,96 Lambda

Tabella 4.1: Misurazioni disponibili per la calibrazione del modello al variare del carico.

rpm power [kW] temp.after turb. [°C]

749 39,00 144,00

1543 408,00 321,00

1961 816,00 333,00

2230 1.223,00 379,00

2450 1.630,00 433,00

Tabella 4.2: Misurazioni disponibili per la calibrazione del motore al variare della velocità di rotazione.

Avendo il motore simulato una cilindrata totale inferiore, viene definito un fattore di scala per rapportare le potenze. Questo è calcolato sulla base del rapporto delle due diverse cilindrate.

La calibrazione viene effettuata su quattro punti di funzionamento specifici nei quali vengono imposte velocità di rotazione, λ e pressione di sovralimentazione. Nella tabella 4.3 vengono mostrati i risultati delle simulazioni effettuate sulla configurazione di base priva di sistemi di abbattimento degli inquinanti.

rpm λ p boost [bar] Power [kW] Power*3,86 [kW]

Caso A 1540 2,21 1,8 108 416,88 371 Caso B 1960 1,92 2,29 207 799,02 420 Caso C 2230 1,83 2,99 316 1219,76 431 Caso D 2450 1,91 3,98 419 1617,34 394 Temperatura Gas di scarico [°C]

Tabella 4.3: Punti di funzionamento del motore simulati e relativa potenza risultante.

Si può notare una corrispondenza accettabile per la potenza (Figura 4.1), con pressioni di sovralimentazione trovate verosimili per un turbocompressore a due stadi. Le temperature in uscita dalla turbina non corrispondono esattamente, ma sono state ritenute accettabili in quanto i punti di misurazione non corrispondono a quelli di acquisizione della simulazione.

Caso A Caso B Caso C Caso D

-2,50% -2,00% -1,50% -1,00% -0,50% 0,00% 0,50% 1,00% 1,50% 2,00% 2,50% E rr o re p e rc e n tu a le s u lla p o te n za

Figura 4.1: Errore percentuale tra valore misurato della potenza e valore ottenuto tramite le simulazioni.

4.2

Effetto del sistema EGR di

bassa pressione

Il modello è stato modificato al fine di permettere il ricircolo dei gas combusti. Per controllare che la modifica non alteri la rispondenza del modello alla realtà, si è simulato un primo set di casi mantenendo la valvola chiusa (EGR = 0) e si è osservato che i risultati si scostavano in modo praticamente trascurabile da quelli ottenuti con il modello base.

Caso A 101,0 627,0 8,6 244,0 Caso B 200,0 972,0 13,3 234,0 Caso C 311,0 1330,0 18,1 229,0 Caso D 418,0 1630,0 22,2 230,0 Power [kW] Torque [Nm] BMEP [bar] BSFC [g/kWh]

Tabella 4.4: Parametri principali del motore simulato per la configurazione con EGR di bassa pressione e EGR rate = 0%.

I valori delle emissioni inquinanti ottenuti da questa primo set di simulazioni sono stati presi a riferimento per la valutazione delle modifiche introdotte nel seguito. Caso A 6,30 499,0 0,00948 1,230 778 64500 0,0253 0,497 Caso B 8,57 811,0 0,00816 1,270 746 73900 0,0190 0,446 Caso C 10,00 1010,0 0,00713 1,180 733 77500 0,0145 0,364 Caso D 10,50 1010,0 0,00618 0,981 734 74200 0,0118 0,281 BSNOx [g/kWh] [ppm]NOx [g/kWh]BSCO [ppm]CO BSCO₂ [g/kWh] CO₂ [ppm] [g/kWh]BSHC [ppm]HC

Tabella 4.5: Emissioni del motore simulato in configurazione con Egr di bassa pressione e EGR rate = 0%.

Per valutare l’effetto del progressivo aumento dell’EGR rate sono state simulate due strategie possibili di controllo. Una prevede di mantenere costante il rapporto di eccesso d’aria (λ), l’altra prevede di mantenere costante la quantità di combustibile iniettato. In entrambi i casi viene mantenuta costante la pressione di sovralimentazione.