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PROGETTO DELLA CAMERA DI COMBUSTIONE PER UN MOTORE A.C. AD INIEZIONE DIRETTA E CARICA STRATIFICATA

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CAPITOLO 4

PROGETTO DELLA CAMERA DI COMBUSTIONE PER UN MOTORE A.C. AD INIEZIONE DIRETTA E CARICA STRATIFICATA

4.1 Introduzione

La combustione è l’evento più importante tra quelli che hanno luogo in un motore a combustione interna ed influenza in modo essenziale il funzionamento e le prestazioni del motore.

Migliorarne lo svolgimento conduce a molteplici benefici: maggiore rendimento, maggiore potenza, minori emissioni inquinanti, minore rumorosità. La camera di combustione, che rappresenta il reattore chimico entro cui avviene la suddetta reazione, deve essere quindi pensata e realizzata in modo da massimizzare i benefici che si ottengono da una buona combustione compatibilmente con le altre esigenze motoristiche.

In questo capitolo verranno discussi qualitativamente i più importanti parametri di progetto di una camera di combustione per motori ad accensione comandata ed in particolare per quelli ad iniezione diretta e carica stratificata.

4.2 Rapporto di compressione

Il rapporto di compressione è uno dei parametri di progetto che influenza maggiormente il funzionamento del motore ed dato dalla (4.1):

V V Vcc +

ρ = (4.1)

dove:

ρ : rapporto di compressione;

Vcc

: volume della camera di combustione;

(2)

Fissando il rapporto di compressione si ricava il volume della camera di combustione (4.2):

− 1

= ρ

Vcc V (4.2)

Il rapporto di compressione influenza direttamente il rendimento termico ideale del motore, ovvero all’aumentare del rapporto di compressione si ha un aumento del rendimento termico ideale del motore secondo il grafico di figura 4.1.

Fig. 4.1: rendimento termico ideale in funzione del rapporto di compressione per un motore ad accensione comandata.

La funzione in esame è strettamente crescente, ma con derivata prima decrescente, ovvero la pendenza del grafico diminuisce e quindi all’aumentare del rapporto di compressione il rendimento termico ideale risente sempre meno di un aumento del rapporto di compressione.

Il rapporto di compressione deve comunque essere per un motore ad accensione comandata il più

alto possibile, compatibilmente con le altre esigenze motoristiche di cui non tiene conto la

(3)

formula 1.1 con cui è stato costruito il grafico di figura 4.1. Nella realtà il limite principale al rapporto di compressione è determinato dalla detonazione; aumentando il rapporto di compressione le pressioni e le temperature ad inizio combustione saranno più elevate e quindi la miscela ed in particolare gli end-gas avranno una maggiore probabilità di superare la temperatura di autoaccensione. Per un motore a carica stratificata, come discusso nel capitolo 1, il rapporto di compressione può essere 2-2,5 punti rispetto ad un motore ad iniezione indiretta. Nel caso in esame, visti i rapporti di compressione dei motori ad iniezione diretta sul mercato (tabella 4.1), si è scelto il valore di 12.

La cilindrata unitaria di progetto è 499,5 cm

3

per cui il volume della camera di combustione che si ricava dalla (4.2) è 45,4 cm

3

.

Motore Cilindrata

unitaria Alesaggio Corsa Rapporto di

compressione

Mitsubishi 466 81 89 12

Toyota 499,5 86 86 11,3

Renault 500 / / 11,5

Alfaromeo JTS 492,5 83 91 11,25

PSA 449 80,6 88 10.4

Audi FSI 496 82,5 92,8 12

Motore studiato 499,5 86 86 12

Tabella 4.1: caratteristiche dei motori GDI in commercio e del motore preso in esame in questo studio.

4.3 Percorso del fronte di fiamma

La lunghezza del percorso di fiamma dipende da:

• alesaggio;

• numero di candele di accensione;

• posizione della/e candela/e di accensione;

(4)

Il percorso del fronte di fiamma deve essere il minimo possibile per minimizzare la durata della combustione, e ridurre così anche la tendenza alla detonazione. Infatti con una combustione rapida l’introduzione di calore si avvicina ad una isovolumica e quindi il rendimento è più elevato; inoltre gli end-gas che provocano la detonazione vengono esposti per un tempo minore alle alte temperature derivanti dalla combustione e quindi diminuisce la probabilità che si superi la temperatura di autoaccensione per un tempo superiore a quello di latenza.

Anche la geometria della camera di combustione influenza il percorso del fronte di fiamma, ad esempio una camera più raccolta avrà un percorso minore di una camera aperta. Il percorso del fronte di fiamma aumenta con l’alesaggio e questo giustifica la scelta di alcune case costruttrici di fare motori con alto rapporto corsa/alesaggio. Usando due candele di accensione il percorso del fronte di fiamma risulterà minore. Utilizzando un solo punto di innesco, per minimizzare il percorso del fronte di fiamma, la candela di accensione deve essere posta sull’asse del cilindro in modo da risultare equidistante dalle pareti su un piano ortogonale all’asse stesso.

Per quanto riguarda il motore studiato in questo lavoro, è stata impiegata una sola candela sia per esigenze di ingombri, visto che si deve posizionare anche l’iniettore sulla testata, sia perché due candele non avrebbero portato per la geometria in esame nessun vantaggio.

4.4 Rapporto superficie/volume

Una camera di combustione, per essere razionale, deve presentare un basso rapporto superficie/volume.

Potenza Vol

Sup ∝ Scambi termici con le pareti (4.3)

Infatti, come indicato dalla (4.3), la superficie della camera è proporzionale agli scambi termici

che vi sono tra il fluido e le pareti, mentre il volume è proporzionale alla cilindrata e quindi alla

potenza. Un basso rapporto superficie volume garantisce quindi un bassa perdita di calore a

parità di potenza. I motori GDI a carica stratificata hanno un rapporto sup/vol piuttosto alto a

causa della particolare geometria del pistone necessaria per ottenere il confinamento della carica

attorno alla candela. Anche il pistone disegnato in questo lavoro presenta una protrusione ed un

profondo incavo e quindi il rapporto superficie volume non sarà ottimale, ma è comunque in

linea con quelli dei motori GDI in commercio.

(5)

4.5 Rapporto corsa/alesaggio

La superficie di scambio è la somma della superficie dello stantuffo, della superficie della testata più quella dovuta alle pareti del cilindro che al punto morto inferiore risulta dalla (4.4).

La superficie della testata (ST) varia con l’alesaggio e si può considerare per semplicità proporzionale alla superficie del pistone. Quindi la superficie di scambio (S) risulta una funzione della corsa (C) e dell’alesaggio (A).

A A C ST C

A S

Sup = = ⋅ + ⋅ ⋅ +

2 ) 4

,

( π

2

π

(4.4)

4 A

2

K SupPist K

ST = ⋅ = ⋅ π ⋅

(4.5)

2

4

2

4 cos A

C V t C A

V

= ⋅

=

= π

π (4.6)

A V K A

A

S

V t

⋅ +

⋅ +

=

=

2 ) 2

1 ( )

(

2 cos

π (4.7)

Se la cilindrata (V) rimane costante, la funzione a due variabili S(A,C) diventa una funzione ad una variabile (4.7), perché le due variabili A e C non sono più indipendenti ma devono soddisfare l’equazione (4.6). La (4.7) mostra come all’aumentare di A ,ovvero al diminuire del rapporto corsa/alesaggio, l’aumento della superficie del pistone e della testata sia superiore alla diminuzione della superficie delle pareti del cilindro e viceversa. All’aumentare del rapporto corsa/alesaggio diminuisce quindi il rapporto superficie/volume e di conseguenza diminuiscono gli scambi termici con le pareti. Questa tendenza è poi esaltata dal fatto un elevato rapporto corsa-alesaggio si traduce in una ancora maggiore riduzione delle superfici quando il pistone si trova vicino al PMS, quindi durante la combustione e la prima fase di espansione, quindi quando le elevate temperature dei gas favoriscono gli scambi termici.

Essendo questo uno studio preliminare, per il motore preso in considerazione è stato scelto per

semplicità un rapporto corsa alesaggio unitario.

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4.6 Preaccensione

Le preaccensioni sono causate da un “punto caldo”, ovvero da una zona della camera di combustione che si trova a temperatura tanto alta da essere in grado di trasferire al fluido circostante una quantità di calore tale da provocare l’autoaccensione della miscela. I “punti caldi” derivano da una cattiva progettazione della camera di combustione e sono molto pericolosi perché il controllo elettronico del motore non riesce a porre rimedio, a differenza della detonazione, alle preaccensioni.

Nel progetto della camera di combustione è fondamentale tenere conto del pericolo derivante dalla preaccensione; è necessario a tal fine evitare di realizzare zone difficilmente raffreddabili che possono portare a surriscaldamenti localizzati in grado di causare la preaccensione e quindi nel pistone e sulla testata non devono, per quanto possibile, essere presenti spigoli vivi o raggi di raccordo molto ridotti.

4.7 Turbolenza.

La turbolenza in camera di combustione può essere indotta dai moti dei gas nei condotti di aspirazione e dai moti provocati dallo stantuffo durante la compressione (squish). La turbolenza è un parametro di progetto molto importante perché condiziona il mescolamento della carica, la durata della combustione e, per i motori a carica stratificata, il trasporto della benzina verso gli elettrodi della candela. Occorre peraltro considerare che la turbolenza da luogo ad un nocivo incremento dello scambio termico con le pareti ed una macroturbolenza eccessiva nella zona della candela può causare mancate accensioni (misfire). Pertanto solo da un compromesso si può ottenere il migliore grado di turbolenza di combustione per un certo motore.

La turbolenza provocata dai moti dei gas nei condotti di aspirazione è fortemente condizionata

dal disegno e dall’ inclinazione dei condotti, mentre la turbolenza di squish viene realizzata con

un opportuno disegno della camera di combustione. La turbolenza di squish si ottiene

prevedendo sul pistone e sulla testata delle aree corrispondenti che al punto morto superiore

vengano quasi a contatto.

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4.8 Dimensioni delle valvole di aspirazione e di scarico

In questo lavoro sono stati presi in considerazione motori con quattro valvole per cilindro: le quattro valvole rappresentano infatti il migliore compromesso tra prestazioni e costo, infatti nel mercato la stragrande maggioranza dei motori ad accensione comandata adotta questa soluzione.

I motori GDI presenti nel commercio sono tutti a quattro valvole ed hanno un elevata potenza specifica; quindi per poter pensare di competere con questi devono essere utilizzate delle valvole di dimensione paragonabili.

Motore Potenza Kw

(CV)

Potenza specifica volumica

Kw/l (Cv/l)

Potenza specifica

areale Kw/cm

2

(CV/ cm

2

)

Diametro valvola aspirazione

Diametro valvola scarico

Audi FSI 110,4

(150)

55,4 (75,6)

2,1

(2,8) 33,8 28

Alfa JTS 125

(165)

61,9 (83,8)

2.3

(3,0) 34 29

Mitsubishi GDI 92 (125)

50,2 (68,2)

1.8

(2,4) 32 27

Tabella 4.2: potenza e diametri delle valvole di alcuni motori GDI sul mercato.

Come si nota dalla tabella 4.2 le valvole dei motori GDI con più alta potenza specifica presenti sul mercato sono di dimensioni considerevoli e quindi influiscono notevolmente sul disegno della testata e perciò della camera di combustione anche per la presenza dell’iniettore.

4.9 Angolo di incrocio tra le valvole

L’angolo di incrocio è l’angolo per il quale le valvole di aspirazione e quelle di scarico sono

contemporaneamente aperte. Questo evento si verifica perché le valvole non possono chiudersi

ed aprirsi istantaneamente ed il pistone durante questo processo si muove. Di conseguenza la

valvola di scarico si chiuderà dopo la corsa di scarico, cioè 10°÷30° dopo il PMS, mentre la

valvola di aspirazione si aprirà con un anticipo rispetto al PMS di circa 10°÷30°.

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Le fasature di apertura della valvola di aspirazione e chiusura della valvola di scarico sono importanti parametri di progetto in particolare per un motore ad iniezione diretta. Per un motore ad iniezione indiretta l’angolo di incrocio deve essere molto basso, perché dall’aspirazione arriva nel cilindro aria carburata e quindi parte della miscela cortocircuita potrebbe essere cortocircuitata direttamente allo scarico. Inoltre ai bassi carichi, a causa della depressione causata dalla valvola a farfalla, si può verificare un eccessivo flusso di gas di scarico nel condotto di aspirazione.

In un motore ad iniezione diretta, iniettando dopo la chiusura della valvola di scarico, durante la fase di incrocio non si hanno rischi di cortocircuiti di benzina allo scarico ed inoltre, essendo la farfalla aperta ai bassi carichi, non si hanno pressioni tanto basse nel condotto di aspirazione da causare flusso inverso.

Nei motori, ed in particolare in quelli GDI, è importante quindi ottimizzare questi parametri in relazione alla lunghezza dei condotti di aspirazione e di scarico per sfruttare gli effetti dinamici per aumentare il riempimento del motore. Si dovranno sfruttare le oscillazioni di pressione che si creano nei condotti a causa dell’ apertura e chiusura delle valvole in modo da far corrispondere ed accordare durante la fase di incrocio un onda di depressione nel condotto di scarico con un onda di pressione nel condotto di aspirazione.

Questa necessità influisce sul disegno della camera di combustione ed in particolare nei motori ad iniezione diretta dove si ha la possibilità di aumentare l’angolo di incrocio; si dovrà quindi tenere di conto che vicino al punto morto superiore le valvole di aspirazione e di scarico sono aperte e quindi si devono prevedere degli appositi spazi per evitare il contatto tra le valvole ed il pistone.

4.10 Posizionamento dell’iniettore.

Nei motori ad iniezione diretta l’iniettore si deve affacciare sulla camera di combustione, quindi

l’ingombro dello stesso condiziona il disegno della camera di combustione. Inoltre l’iniettore per

un motore con carica stratifica deve garantire una nuvola stabile di benzina attorno agli elettrodi

della candela, quindi il suo posizionamento, in relazione ai campi di moto presenti in camera,

deve essere studiato con cura per raggiungere questo obbiettivo. L’iniettore non può poi essere

posizionato vicino ai condotti di scarico, perché le elevate temperature causerebbero problemi di

durata e formazione di depositi sulla punta dello stesso, ma deve stare necessariamente dalla

parte dei condotti di aspirazione, a limite al centro della camera. I motori GDI in commercio, che

realizzano la stratificazione della carica, adottano tutti un iniettore di tipo swirl che per le sue

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caratteristiche necessita di essere posizionato sul lato della testata tra i due condotti di aspirazione (vedi figure 1.20, 1.24, 1.30, 1.33, 1.38, 1.40, 1.41). In questa posizione l’iniettore non interferisce con le valvole di aspirazione che possono quindi trovarsi molto vicine e perciò possono essere di grande diametro. In questa tesi è stato adottato un iniettore di nuova generazione di tipo pintle , che presenta dei vantaggi notevoli, ma deve essere posizionato vicino alla candela perché genera una nuvola di benzina molto compatta. La candela di accensione, come discusso nel paragrafo 4.3, deve trovarsi sull’asse di simmetria del motore e quindi l’iniettore non potendo stare vicino ai condotti di scarico deve necessariamente essere collocato dalla parte dei condotti di aspirazione vicino alla candela e alle valvole di aspirazione.

I condotti di aspirazione devono quindi essere spostati verso la periferia della camera per permettere il corretto posizionamento dell’iniettore.

4.11 Stratificazione della carica

Il disegno di una camera di combustione che deve realizzare la stratificazione della carica, in

particolare quello del pistone, è quasi totalmente condizionato da questa necessità. Infatti, come

discusso in precedenza, il pistone presenta una notevole complessità geometrica per poter

confinare la nuvola di benzina attorno alla candela. Questo aspetto verrà ridiscusso in dettaglio

nel capitolo 5.

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