CAPITOLO 1 – Il Motore Diesel HCPC
CAPITOLO 1
Il Motore Diesel HCPC
1.1 Introduzione
L‟effetto serra causato dalle emissioni di anidride carbonica rappresenta oggi un importante timore e pone il motore Diesel in vantaggio rispetto a quello ad accensione comandata, grazie alla sua maggiore efficienza. Nei motori Diesel devono però essere ridotte le emissioni di particolato ed ossidi di azoto per poter rispettare sempre più severe normative.
Negli ultimi dieci anni la ricerca si è dunque concentrata sullo sviluppo di nuove strategie di combustione che consentano di ridurre sia gli NOx che il particolato, mantenendo un‟elevata efficienza del motore.
Molte di queste strategie si basano sul principio della combustione HCCI (homogeneous charge compression ignition). La combustione HCCI è un processo nel quale una miscela omogenea di aria e combustibile si auto-accende per compressione.
L‟innesco avviene, come nel caso della combustione simultanea, una volta superata la temperatura minima di autoaccensione per un tempo superiore a quello di latenza. Tuttavia, diversamente da quanto accade nella combustione simultanea, le reazioni procedono con gradualità grazie ad opportuni accorgimenti quali, ad esempio, la forte diluizione della carica con gas combusti (EGR, Exhaust Gas Recirculation.
Tuttavia il ricircolo dei gas combusti sottrae volume all‟aria aspirata dal motore, con un impatto negativo sulla massima pressione media indicata raggiungibile. La combustione HCCI è considerata una soluzione molto promettente per ridurre le emissioni inquinanti dei motori a combustione interna, anche se solo pochi motori funzionanti con questa tipologia di combustione sono stati prodotti in serie. A oggi, il funzionamento in combustione HCCI non è in grado di estendersi all‟intero campo di funzionamento del motore, pertanto il motore deve essere costruito per funzionare anche in modo tradizionale.
Il vantaggio principale della combustione HCCI, rispetto a quella diffusiva, è una notevole riduzione delle emissioni di particolato e NOx. Ciò avviene perché la combustione HCCI evita la presenza sia di zone eccessivamente ricche di combustibile, che di alti picchi locali di temperatura, responsabili rispettivamente della formazione di particolato e ossidi di azoto.
Poiché la combustione „HCCI‟ viene innescata per autoaccensione della miscela durante la compressione, risulta problematico controllare nella fasatura al variare delle condizioni operative del motore (a tal fine nei normali motori ad A.C. basta variare l‟istante in cui si fa scoccare la scintilla e nei Diesel variare la fasatura dell‟iniezione). Lo stesso dicasi per l‟andamento della curva di rilascio del calore, che può presentare violenti picchi, a cui corrispondono alti gradienti di pressione, i quali, oltre ad altri svantaggi, causano sollecitazioni pericolose per la struttura del motore.
Un problema basilare da risolvere è l'estensione dell‟attuabilità della combustione „HCCI‟ a tutte le condizioni operative del motore (o almeno ad un ampio campo di esse), comprese quelle che meno sono compatibili con essa (carichi elevati e transitori). Fino ad oggi molti sforzi sono stati compiuti per ottenere il controllo della combustione HCCI, per estenderne il campo di funzionamento e per ridurne le emissioni inquinanti. Sono state proposte soluzioni basate sul preriscaldamento della carica, nel controllo della turbolenza e dell‟eterogeneità della carica, sulla variazione del rapporto di compressione, sulla modulazione dell‟EGR.
Le soluzioni adottate per la formazione della carica nell‟odierna combustione HCCI diesel si possono dividere in tre categorie, a seconda della metodologia con cui il combustibile viene introdotto:
1. Premiscelazione: il combustibile viene iniettato nell‟aria a monte della valvola di aspirazione, come si fa nei motori ad accensione comandata ad iniezione indiretta;
2. iniezione diretta anticipata: il combustibile viene iniettato nel cilindro con anticipo rispetto al punto morto superiore (PMS) tale da consentire un completo miscelamento prima dell‟inizio del processo di autoaccensione;
3. iniezione diretta ritardata: il combustibile viene iniettato più in ritardo rispetto ai motori Diesel convenzionali per ritardare l‟accensione. Il miscelamento è promosso da alti livelli di swirl.
Tutte le soluzioni esposte richiedono la presenza all‟interno della camera di combustione di un moderatore, tipicamente gas combusti, al fine di controllare la combustione. Come sottolineato precedentemente, il ricircolo dei gas combusti limita la quantità di aria aspirata dal motore, ponendo limiti alle massime pressioni medie effettive raggiungibili con la combustione HCCI.
Se, per aggirare il problema, si adotta un livello di sovralimentazione molto elevato, si ha come conseguenza un abbassamento del rendimento meccanico a causa dell‟aumento degli attriti dovuto sia all‟aumento della pressione dei gas, sia alla maggiorazione delle masse alterne necessarie per far fronte a tale aumento di pressione.
1.2 Il motore HCPC
Nel dipartimento di Energetica dell‟Università di Pisa è in fase di studio un sistema di combustione Diesel innovativo denominato HCPC (Homogeneous Charge Progressive Combustion). Questo sistema si propone di ottenere il controllo diretto e l‟estensione del campo di esistenza della combustione HCCI attraverso una soluzione innovativa, caratterizzata dalla progressiva immissione di carica omogenea all‟interno del cilindro durante la fase di combustione.
In uno studio preliminare sono state prese in considerazione due diverse soluzioni per attuare la combustione HCPC.
La prima consiste in un motore 4 tempi con il cilindro sempre in comunicazione con una camera secondaria con una parete mobile, sulla cui faccia superore agisce una pressione costante (FIG. 1.1).
Così, una volta raggiunta nel cilindro tale pressione, il volume di questa camera, in teoria inizialmente nullo, varia mantenendo costante la pressione nel cilindro durante la parte finale della fase di compressione, la combustione e la prima parte della fase d‟espansione.
L‟aria compressa trasferita nella camera secondaria nella parte finale della corsa di compressione viene nuovamente trasferita nel cilindro quando lo stantuffo inizia la sua corsa discendente e contemporaneamente viene iniettato il combustibile che evapora e si miscela con l‟aria, realizzando le condizioni per una combustione omogenea.
Fig.1.1: Schema soluzione 4tempi
La seconda soluzione si basa sul concetto dello “split cycle”, secondo il quale le fasi di aspirazione e di compressione sono effettuate in un cilindro (cilindro compressore) diverso da quello (cilindro combustore) nel quale avvengono le fasi di combustione, espansione e scarico (FIG. 1.2).
Il principio dello split cycle non è certo una novità: infatti, già nel 1891 la Backus Water Motor Company di Newark, NJ, produceva un motore di tale tipo e nel 1914 venne brevettato il motore Koenig . In tempi recenti lo split cycle è stato nuovamente preso in considerazione sia per motori Diesel sia per motori ad accensione comandata.
Fig.1.2: Schema soluzione split cycle
Nello studio preliminare sulla soluzione HCPC split cycle, l‟aria in uscita dal cilindro compressore è immessa in un serbatoio dimensionato in modo da mantenere la pressione circa costante.
Nel cilindro compressore viene compiuto lo stesso lavoro che verrebbe compiuto durante la corsa di compressione dallo stantuffo di un motore convenzionale a 4 tempi. L‟aria compressa è poi trasferita nel cilindro combustore durante la fase di combustione. Per mantenere la pressione costante nel serbatoio, esso deve rimanere isolato dai due cilindri durante le fasi a bassa pressione ed a tal fine sono necessarie due valvole di trasferimento, una tra cilindro compressore e serbatoio, l‟altra tra serbatoio e cilindro combustore.
Il combustibile viene iniettato nel condotto tra serbatoio e cilindro combustore durante il trasferimento dell‟aria; grazie alle favorevoli condizioni termo-fluidodinamiche, evapora molto rapidamente e si miscela convenientemente con l‟aria, determinando le condizioni per una combustione omogenea.
Il lavoro compiuto dallo stantuffo compressore viene recuperato raccogliendo, durante la corsa di espansione dello stantuffo combustore, il lavoro generato dall‟aria in esso trasferita. L‟intervallo angolare in cui le valvole di trasferimento devono rimanere aperte è molto piccolo (circa 40 gradi di manovella per entrambe) e per tale motivo sono dotate di una tenuta cilindrica aggiuntiva ( FIG. 1.3 e 1.4).
Fig. 1.3: diagramma alzata della valvola Fig. 1.4: nuova configurazione valvola
Infatti, grazie ad essa, il moto della valvola può cominciare prima e terminare dopo l‟apertura funzionale (determinata dal disimpegno della tenuta cilindrica) riducendo le accelerazioni, che altrimenti raggiungerebbero valori inammissibili.
Sia la soluzione 4 tempi che quella split cycle realizzano una combustione a pressione idealmente costante, secondo il ciclo Diesel ideale, che dà luogo al massimo rendimento rispetto alla pressione massima del ciclo. Inoltre si ottiene un funzionamento dolce e poco rumoroso del motore, dato che la massima pressione viene raggiunta gradualmente durante la corsa di compressione.
Anche il rendimento meccanico trae vantaggio sia dall‟assenza di elevati picchi di pressione che dalla conseguente riduzione delle masse alterne.
Durante la prima fase dello studio, per problemi tecnologici, è stata abbandonata la soluzione 4 tempi e la ricerca si è focalizzata sulla soluzione split-cycle.
Successivamente la condizione di combustione a pressione costante è stata rimossa, al fine di risolvere il problema delle perdite fluidodinamiche, rilevanti specialmente durante l‟apertura e la chiusura delle valvole di trasferimento. Per quella tra cilindro combustore e serbatoio è eloquente la FIG. 1.5, nella quale sono riportati i salti di pressione all‟apertura e chiusura effettiva della valvola.
Fig. 1.5: Pressione nel cilindro combustore durante la combustione
Specialmente durante la chiusura, l‟elevata portata d‟aria attraverso la valvola indotta dall‟alta velocità dello stantuffo produce una forte caduta di pressione (15 bar), la quale penalizza sensibilmente il rendimento del motore. Inoltre la valvola tra serbatoio e cilindro combustore si trova esposta ad alte temperature, perché, data la posizione dell‟iniettore, viene investita dalla combustione. Rimuovendo il vincolo di combustione a pressione costante è stato possibile utilizzare una sola valvola di trasferimento ed eliminare il serbatoio.
Ciò ha consentito di mantenere quasi la stessa pressione nei due cilindri durante la fase di trasferimento, eccetto che all‟apertura della valvola, eliminando così quasi completamente la dannosa caduta di pressione alla chiusura della valvola. Inoltre, le perdite di calore verso le pareti sono minori grazie alla diversa tecnica di trasferimento dell‟aria e al diverso disegno del sistema.
Per ridurre anche le differenze di pressione tra i cilindri all‟apertura della valvola di trasferimento, l‟apertura effettiva è stata anticipata a 30° PPMS (da 5° PPMS), in modo che avvenga quando in entrambi i cilindri la pressione è bassa. Inoltre, ampliando la fasatura della valvola di trasferimento, le sue accelerazioni si riducono a valori non più critici.
1.3 Sviluppo del motore
Al fine di migliorare rendimento ed emissioni sono state successivamente apportate alcune migliorie al disegno del motore.
Il volume del condotto di trasferimento è stato diminuito da 9,1 cm3 (figure 1.6 e 1.7) a 4,8 cm3 e l‟altezza di squish è stata ridotta da 0,75 mm a 0,5 mm. Il rapporto di espansione geometrico è pertanto aumentato, passando da 47 a 85. La valvola di trasferimento è stata inclinata di 25° per ridurre le perdite fluidodinamiche nel trasferimento e per migliorare la miscelazione, mentre il volume del compressore è stato ridotto grazie ad uno speciale disegno del suo stantuffo.
Fig. 1.6: configurazione originale Fig. 1.7: nuova configurazione del condotto di
Riducendo il volume morto del compressore, la fase di espansione nel compressore si completa in un minore angolo di manovella, pertanto le valvole di aspirazione possono essere aperte in anticipo, aumentando la massa d‟aria aspirata e di conseguenza la potenza specifica del motore.
La geometria finale del dominio fluido è riportata in FIG. 1.8. Un iniettore con sette fori è posizionato nel condotto di trasferimento ( FIG. 1.9).
Fig. 1.8: nuova geometria del motore HCPC Fig. 1.9: posizionamento dell‟ iniettore
Il motore è stato studiato sotto ogni aspetto per essere facilmente realizzabile; sono state seguite in particolare le seguenti linee di progetto:
componenti del motore di semplice costruzione, realizzabili con tecnologie usuali in ambito motoristico;
accelerazione della valvola di trasferimento dello stesso ordine di quella di una valvola convenzionale per applicazioni automobilistiche;
temperatura della valvola di trasferimento non superiore a quella di una valvola di scarico di un motore Diesel convenzionale.
1.4 Principali lavori CFD ottenuti nei precedenti studi
È stata effettuata la simulazione del ciclo completo. Il dominio fluido comprende il compressore, con le valvole di aspirazione e condotti, e il combustore con le valvole di scarico e condotti. In FIG. 1.8 si vede che le valvole di aspirazione e scarico sono molto più grandi rispetto a quelle di un motore convenzionale di cilindrata simile, il che favorisce basse perdite d‟efflusso.
La pressione è stata ipotizzata costante in entrata e in uscita al dominio fluido. Le leggi di alzata delle valvole sono mostrate in FIG. 1.10 (l‟angolo di manovella (CA) è sempre riferito al PMS del combustore).
Fig. 1.10: curve di sollevamento delle valvole
Il lavoro del combustore e del compressione sono stati ottenuti integrando le curve di pressione dei risultati CFD in forma discretizzata nelle seguenti equazioni (FIG 1.11).
CP CB W W Work Indicated_
N n n n n n CP CP p dV pCP p CP V CP V CP W 0 1 1 5 . 0
N n n n n n CB CB p dV p CB p CB V CB V CB W 0 1 1 5 . 0CAPITOLO 1 – Il Motore Diesel HCPC
Fig. 1.12: diagramma potenze e consumi in funzione della velocità di
rotazione
Fig. 1.13: diagramma potenze e consumi in funzione del rapporto di equivalenza
Nelle figure 1.12 e 1.13 sono dati la potenza indicata e potenza specifica indicata in funzione del rapporto di equivalenza e del numero di giri del motore.
Il rendimento indicato previsto nelle simulazioni è molto elevato raggiungendo il 46% fra 0,55 e 0,85 di rapporto di equivalenza. L'unità HCPC aspirato è costituito da un combustore di 600cc e un compressore di 500 cc e produce più di 16 kW a 2000 giri/min. Potenza specifica e rendimento possono essere incrementati sovralimentando il motore con un turbocompressore. Le emissioni di NOx sono dello stesso ordine di grandezza di un motore Diesel (FIG. 1.14) e diminuiscono con la diminuzione della pressione parziale di ossigeno che è inversamente proporzionale al rapporto di equivalenza. Le emissioni di particolato, HC e CO sono molto basse fino al rapporto di equivalenza di 0,85 (FIG. 1.15).
CAPITOLO 1 – Il Motore Diesel HCPC
Il lavoro CFD svolto presso il Dipartimento di Energetica dell‟Università di Pisa ha evidenziato le seguenti caratteristiche di combustione HCPC:
• è possibile ottenere un elevato rendimento indicato ed una buona potenza specifica (46%) con un motore aspirato;
• le emissioni di NOx sono dello stesso ordine di grandezza di quelle di un motore Diesel, ma è possibile raggiungere rapporti di equivalenza globali nel motore fino a 0,85 con quasi zero emissioni di particolato;
• la qualità della combustione HCPC non viene peggiorata aumentando il regime di rotazione, ma la geometria del condotto di trasferimento deve essere ancora migliorata per ridurre le perdite di carico, al fine di mantenere il consumo specifico tipico dei motori Diesel a velocità di rotazione che sono caratteristiche dei motori ad accensione comandata per autovetture.
• una combustione Diesel senza emissioni di ossidi di azoto e particolato può essere conseguita utilizzando un livello moderato di EGR esterno raffreddato, che permette la riduzione delle emissioni di NOx a livelli che sono tipici delle combustioni innovative HCCI. 1.E-07 1.E-06 1.E-05 1.E-04 1.E-03 1.E-02 1.E-01 1.E+00 1.E+01 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0 Equivalence Ratio [-] HC emi ssi on [ g/k g-f] 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 CO emis sio n [g /kg -f] HC CO
Fig. 1.14: diagramma particolato e NOx in
funzione del rapporto di equivalenza
Fig. 1.15: diagramma della emissioni in funzione del rapporto di equivalenza
• adiabatizzando le pareti del motore è possibile aumentare il rendimento indicato idealmente fino al 56% (consumo specifico 151 g/kWh) quando tutte le pareti del combustore e del compressore (tranne le camicie dei cilindri) fossero adiabatiche.
