Universit`
a di Pisa
Scuola di Ingegneria
Dipartimento dell’Energia, dei Sistemi, del Territorio e delle Costruzioni
Tesi di Laurea Magistrale in Ingegneria Energetica
Sviluppo di un banco prova per la
caratterizzazione idraulica di un sistema
Diesel Common Rail
Relatori
Prof. Umberto Desideri Universit`a di Pisa
Prof. Lucio Postrioti Universit`a di Perugia
Candidato Francesco Maria Ventura
Abstract - Italiano
Negli ultimi anni l’industria automobilistica sta vivendo un periodo di particolare fermento dal punto di vista dell’innovazione tecnologica: le sempre pi`u sentite problematiche riguardanti l’inquinamento delle aree urbane di cui l’autoveicolo `e considerato maggiore imputato, l’instaurazione
di normative vincolanti a livello planetario, hanno spinto le case automobilistiche ad un continuo incremento degli investimenti nel settore “ricerca e sviluppo” al fine di fornire prodotti sempre innovativi in grado di
soddisfare le richieste di mercato.
La principale sfida tecnologica del motore Diesel `e oggi rappresentata dal rispetto dei limiti alle emissioni di sostanze inquinanti. Le autovetture di
ultima generazione gi`a risultano essere equipaggiate con motori che rispettano i limiti prefissati dalla normativa. Tale obiettivo `e stato raggiunto, come `e possibile capire attingendo dalla letteratura scientifica, da
una parte migliorando il sistema di combustione tradizionale dall’altra, invece, sviluppando nuove tecnologie relative al post-trattamento dei gas
esausti. `
E chiaro che in futuro i requisiti ambientali saranno ancora pi`u stringenti, per cui `e necessario caratterizzare ogni aspetto del funzionamento del motore per valutare l’impatto ambientale complessivo. Questa tesi pone la
sua attenzione proprio sull’impianto idraulico di alta pressione, estrapolandolo dal suo contesto motoristico e costruendo un banco prova in
grado di misurare potenza assorbita, coppia resistente, portata iniettata e portata di backleak e calcolare in tempo reale il fabbisogno di potenza, il rendimento idraulico e i costi energetici complessivi del sistema e della sola
Abstract - English
In the past few decades the automotive industries are living a period of bright technological developement: the environmnental issues regarding the pollution of urban areas, of which internal combustion engines are pointed as the main responsibles, plus the global legislations and regulations that are
becoming more and more strict and binding, have pushed the automotive industry to invest a growing amount of resources in the “research and developement” sector with the aim of placing on the market increasingly
innovative products to satisfy the market goals.
The main technological challenge is therefore represented by the respect of polluting exhaust gas emissions. State-of-the-art automobiles are already within these boundaries thanks to the many advancements that were made
on one hand by understanding improving the combustion phenomena and on the other hand by developing exhaust gas treatment technologies. Nevertheless it is clear that environmental regulations will be even more
binding, hence it is mandatory to examine every aspect of an engine to evaluate the overall footprint. Thus, this thesis focuses just around the high
pressure hydraulic part of a Common Rail Diesel Injection System, extracting it from its motoring context and building around it an experimental workbench capable of measuring its torque absorption, power consumption, injected and backleak mass flow rates and defining, after some
Indice
1 Panoramica sui sistemi Diesel 10
1.1 Principi generali . . . 10
1.2 Regolazione della potenza . . . 11
1.3 Sistemi di iniezione . . . 12
1.3.1 Sistemi tradizionali . . . 15
1.3.2 Sistemi iniettore-pompa . . . 18
1.3.3 Sistemi Common Rail . . . 19
1.4 Combustione . . . 31
1.4.1 Fase zero: Ignition Lag . . . 32
1.4.2 Fase I: detonazione . . . 35
1.4.3 Fase II: combustione diffusiva . . . 35
1.4.4 Fase III: postcombustione . . . 36
1.4.5 Problemi e limiti . . . 37 1.5 Normative anti-inquinamento . . . 38 1.5.1 Cicli di guida . . . 41 1.6 Conclusioni . . . 45 2 L’esperimento 48 2.1 Obiettivo . . . 48
2.2 Descrizione dell’apparato sperimentale . . . 49
2.2.1 Il blocco idraulico . . . 50
2.2.3 Il blocco software . . . 62
2.3 Funzionamento . . . 66
2.3.1 Modifica del PID . . . 67
2.3.2 Calibrazione degli ET . . . 69
3 Risultati e discussione 72 3.1 Dati in ingresso . . . 72
3.1.1 Descrizione del ciclo . . . 72
3.1.2 Velocit`a di rotazione . . . 74
3.1.3 Pressione rail . . . 75
3.1.4 Main Injection Energizing Time . . . 76
3.2 Dati in uscita . . . 76
3.2.1 Portate massiche . . . 77
3.2.2 Portate volumetriche per iniettata . . . 78
3.2.3 Coppia . . . 80
3.2.4 Potenza . . . 81
3.2.5 Rendimenti . . . 83
3.2.6 Consumi energetici . . . 85
4 Conclusioni e sviluppi futuri 87
A La forza di Coriolis 91
B Routine Matlab 93
Elenco delle figure
1.1 Diametro medio di Sauter in funzione della pressione di inie-zione e della geometria dell’ugello. [7] . . . 13 1.2 Sezione e funzionamento di una precamera ad alta turbolenza
(Ricardo). . . 15 1.3 Esempio di sistema pompante in linea Bosch. [8] . . . 17 1.4 Dettaglio del funzionamento degli stantuffi rotanti e dei
man-telli scanalati. (a) Il pistone, al punto morto inferiore, scopre le luci di ingresso del combustibile. (b) Quando le luci vengono chiuse dal movimento ascendente del pistone comincia la com-pressione del fluido ad una com-pressione determinata dal precarico della molla. (c) Quando questo viene superato l’iniezione ha inizio. (d) L’iniezione termina quando la scanalatura elicoi-dale del pistone scopre una delle due luci facendo crollare la pressione nella camera. [8] . . . 17 1.5 Cremagliera di rotazione del pistoncino del pompante. A
se-conda della pressione del pedale o della correzione del regola-tore la cremagliera fa ruotare gli stantuffi cambiando l’istante di apertura della luce di riflusso. . . 18 1.6 Ingombro e schema di funzionamento di un iniettore-pompa. . 19 1.7 Componenti principali di un sistema Diesel Common Rail. [14] 20 1.8 Andamento qualitativo del rateo di combustione in parallelo
1.9 Diversi sistemi di controllo della pressione del rail. [9] . . . 23 1.10 Pompa radiale a due pompanti. [2] . . . 24 1.11 Pompa a pompanti in linea a due pompanti. [2] . . . 24 1.12 Schema e funzionamento di un elettroiniettore Common Rail
a solenoide. [9] . . . 25 1.13 Evoluzione della geometria dello spray di gasolio a differenti
pressioni. Si noti come a pressioni pi`u alte lo spray sia caratte-rizzato da una migliore penetrazione ed una migliore apertura angolare. . . 26 1.14 Profilo di corrente caratteristico del solenoide di un iniettore
Common Rail. . . 28 1.15 Curva EMI: portata totale in funzione del tempo di apertura
(ET). [9] . . . 29 1.16 Curve EVI: andamento della portata istantanea in funzione
del tempo di apertura (ET). Si evidenziano i differenti regimi di iniezione: (A) Regime balistico. (B) Regime balistico limite. (C) Regime non balistico. . . 30 1.17 Componenti principali di un sistema EDC [10]. . . 30 1.18 Schematizzazione del funzionamento di una ECU per un
mo-tore Diesel. DW: Driver’s Wish. T: Torque. TL: Torque Li-miter. AMF: Air Mass Flow. SL: Smoke Limit. IQ: Injected Quantity. . . 31 1.19 Mappa della richiesta di coppia in funzione della velocit`a di
rotazione del motore e della posizione percentuale del pedale del guidatore (“Driver’s wish”). . . 32 1.20 Andamento della pressione nel cilindro in funzione dell’angolo
di manovella. Sono evidenziati i punti di chiusura della valvola di scarico (CVS), chiusura della valvola di aspirazione (CVA), apertura della valvola di scarico (AVS) e apertura della valvola di aspirazione (AVA). . . 33
1.21 Suddivisione qualitativa delle zone dello spray di combustibile. [12] . . . 36 1.22 Evoluzione delle normative anti-inquinamento nel corso degli
anni. . . 39 1.23 Andamento della concentrazione di NOx in atmosfera [3]. . . . 41 1.24 Andamento della produzione di NOx e obiettivo del 2020 [3]. . 41 1.25 Ciclo di guida NEDC. . . 42 1.26 Ciclo di guida WLTC-class-3 utilizzato nel presente lavoro. . . 45 1.27 Evidenza sperimentale della riduzione delle emissioni di NOx
con l’introduzione dell’iniezione pilota [4]. . . 47
2.1 Schema idraulico del sistema Common Rail installato sul banco. 51 2.2 Pompa Denso HP3. [2] . . . 52 2.3 Sezione di una valvola SCV. [?] . . . 52 2.4 Funzionamento del sistema eccentrico-camma nella pompa
Den-so HP3. [2] . . . 53 2.5 Principio di funzionamento del torsiometro estensimetrico. A:
con-figurazione degli estensimetri sulla strozzatura dell’albero del torsiometro. B: ponte di misurazione. . . 54 2.6 Schema dei segnali d’interesse in uscita dal modulo elettronico
del torsiometro. . . 55 2.7 Principio di funzionamento di un flussometro di tipo Coriolis. . 55 2.8 Struttura logica del circuito integrato utilizzato. . . 57 2.9 Sinistra: andamento della corrente in uscita in concomitanza
con gli ingressi. Destra: grafico della frequenza in funzione delle grandezze del circuito oscillatore. . . 59 2.10 National Instruments CompactRIO in due versioni. Nel
pre-sente esperimento `e stata utilizzata la versione con quattro slot (destra). . . 59 2.11 Schema qualitativo del funzionamento del CompactRIO. . . . 60
2.12 Esempio semplice di logica programmabile. Gli incroci rap-presentano i vari interruttori programmabili e quelli segnati con una croce indicano quelli gi`a programmati. . . 61 2.13 Modulo NI 9751. . . 61 2.14 Schermata del front panel della routine FPGA. . . 63 2.15 Schermata del front panel della routine Real Time, in
partico-lare la parte dedicata al controllo PID e manuale. . . 64 2.16 Interfaccia di output in tempo reale di portate (sx) e coppia
per giro-pompa (dx). . . 65 2.17 Interfaccia di output in tempo reale di ET (sx) e pressione del
rail per giro-pompa (dx). . . 66 2.18 Confronto tra i diversi comportamenti della risposta al gradino
negativo con gli approcci utilizzati. (A) Solo PID sull’SCV. (B) PID sull’SCV e controllo sul DRV. . . 68 2.19 Evidenza del diverso comportamento della pressione con le
diverse tecniche PID. . . 69 2.20 Tabella di calibrazione degli ET. . . 71
3.1 Profilo di velocit`a del ciclo WLTP diviso in tre sezioni per semplicit`a di rappresentazione. . . 73 3.2 Andamento nel tempo della velocit`a di rotazione della pompa. 74 3.3 Evidenza dell’analogia tra accelerazione e pressione rail. . . 76 3.4 Evidenza dell’analogia tra ET main e pressione rail. . . 77 3.5 Portate massiche di iniezione e backleak. . . 78 3.6 Andamento della quantit`a iniettata e di backleak per ciclo. . . 79 3.7 Evidenza dell’analogia tra coppia e accelerazione angolare. . . 81 3.8 Evidenza dell’analogia tra coppia e pressione rail. . . 81 3.9 Andamento della potenza. . . 82 3.10 Evidenza dell’analogia tra costo di backleak e pressione del
Capitolo 1
Panoramica sui sistemi Diesel
In questo capitolo verranno discusse le caratteristiche peculiari dei motori Diesel.
1.1
Principi generali
Il concetto di base del funzionamento del motore Diesel `e che quando un gas viene compresso, esso si riscalda. In questo motore viene utilizzata tale propriet`a comprimendo all’interno del cilindro la sola aria a valori elevati, tali per cui il combustibile iniettato (presso il punto morto superiore) si accende spontaneamente, in quanto l’aria presente nel cilindro durante la fase della compressione ha una temperatura superiore alla sua temperatura di accensione. Viene pertanto definito motore ad accensione spontanea, in contrapposizione al motore ad accensione comandata, nel quale l’accensione `
e innescata dalle candele.
In un motore Diesel con ciclo a quattro tempi l’aria viene immessa nel cilindro, richiamata dal movimento discendente del pistone e attraverso la valvola di aspirazione, quando il pistone risale tale aria `e compressa. In tale compressione l’aria pu`o raggiungere valori di temperatura tra i 700 e i 900◦C. Poco prima che il pistone raggiunga il punto morto superiore, cio`e il punto
di massima salita dello stesso, viene immesso per mezzo di un iniettore il combustibile nell’aria calda e compressa nello spazio residuo sopra il pistone. Si ha quindi l’autoaccensione e poi la combustione della miscela aria combu-stibile, a cui segue la fase di espansione che riporta il pistone verso il basso generando cos`ı la rotazione dell’albero motore; la spinta per tale rotazione costituisce l’erogazione di energia meccanica che `e lo scopo del motore stesso. Infine si ha la fase di scarico dove i gas combusti vengono espulsi dal cilindro attraverso l’apertura della valvola di scarico.
1.2
Regolazione della potenza
I motori ad accensione per compressione bruciano un combustibile poco vola-tile. Questo impone l’iniezione di uno spray di combustibile direttamente in camera di combustione senza avere premiscelamento con l’aria come avviene nei motori ad accensione comandata.
Il combustibile iniettato ad alta velocit`a in camera di combustione si pre-senta inizialmente come una colonna liquida compatta e successivamente si polverizza in una moltitudine di gocce di piccole dimensioni che si allon-tanano reciprocamente facendo assumere al getto la forma di un cono. La miscela combustibile-comburente `e il risultato di un complesso processo di interazione aria-spray regolato dalle caratteristiche dello spray, dai moti se-condari e dall’intensit`a di turbolenza dell’aria e dalla rapidit`a con la quale il combustibile liquido evapora.
Il processo di combustione risultante `e prevalentemente diffusivo e non dipende dal rapporto aria-combustibile globale ma da quello locale [13].
I motori Diesel lavorano, perci`o, con eccesso d’aria e la regolazione della potenza `e realizzata variando la portata di combustibile.
La pressione media effettiva dipende direttamente dalla massa di combu-stibile per ciclo ed `e limitata superiormente da limiti sulle emissioni
inqui-nanti ai bassi regimi e massimi carichi termici agli alti regimi (prossimi al regime di massima potenza).
Considerando che la quantit`a di combustibile iniettata per ciclo `e piccola e che la regolarit`a del processo di combustione `e determinata dalle caratte-ristiche dello spray di combustibile, il compito del sistema di iniezione in un motore ad accensione per compressione `e particolarmente complesso.
All’aumentare del carburante iniettato in camera di combustione la pres-sione media nel cilindro cresce proporzionalmente fino ad arrivare a valori limite per emissioni, carichi termici, carichi meccanici e rumorosit`a.
1.3
Sistemi di iniezione
Il sistema di alimentazione e di iniezione del combustibile `e l’apparecchiatura pi`u importante per ogni motore Diesel e che pi`u di ogni altra deve essere realizzata con un elevatissimo grado di precisione. Gli iniettori hanno un certo numero di fori di iniezione (da 4 a 6) di diametro molto piccolo (da 0.12 a 0.20 mm) in modo da ottenere uno spray di finissime goccioline.
Il combustibile ad alta pressione `e iniettato in camera di combustione a velocit`a altissima (100-400 m/s). Il getto entrante nel cilindro si apre a forma di cono e viene polverizzato in gocce piccolissime di diametro estremamente variabile.
Il processo di atomizzazione `e molto complesso ed `e regolato dall’inte-razione spray-gas e principalmente dall’azione combinata fra le forze aero-dinamiche che sorgono nel moto relativo getto-gas e gocce-gas e le forze di tensione superficiale. La propriet`a di polverizzazione di uno spray `e in genere identificata con un valore medio del diametro delle gocce che pu`o essere de-finito in diversi modi. Il diametro medio di Sauter, che conserva il rapporto superficie/volume, `e quello pi`u utilizzato dato che conserva la grandezza pi`u
significativa dal punto di vista della combustione. Esso `e definito come: d = RxM xm x 3P (x) RxM xm x 2P (x) (1.1)
dove P (x) `e la distribuzione di probabilit`a, xm e xM sono i diametri mi-nimo e massimo rilevati. Questo diametro medio, definito in maniera tale da conservare il rapporto superficie-volume del getto, diminuisce all’aumentare della pressione, come si evince dalla figura 1.1.
Figura 1.1: Diametro medio di Sauter in funzione della pressione di iniezione e della geometria dell’ugello. [7]
La rapidit`a con cui i vapori di combustibile evaporano dalla superficie della goccia, che determina la velocit`a del processo di combustione, `e pro-porzionale al flusso termico fra la goccia e il gas circostante a sua volta proporzionale al rapporto superficie/volume. Pi`u la polverizzazione `e inten-sa (cio`e pi`u il diametro medio `e piccolo) pi`u rapido ed efficacie `e il processo di formazione della miscela e quindi migliore sar`a il funzionamento del motore.
La polverizzazione `e determinata dai seguenti fattori:
– pressione di iniezione, il cui aumento produce un aumento della velocit`a delle gocce e quindi dell’intensit`a delle azioni aerodinamiche ;
– propriet`a del combustibile in termini di tensione superficiale e viscosit`a; un aumento di quest’ultima produce un effetto opposto alla pressione di iniezione;
– caratteristiche geometriche dell’iniettore;
– condizioni termodinamiche e fluidodinamiche all’interno del cilindro non solo in termini di pressione all’aumentare della quale la velocit`a delle gocce diminuisce ma anche in termini di intensit`a di turbolen-za e presenturbolen-za di moti secondari che hanno un effetto fondamentale sull’interazione liquido-gas;
Le altre due caratteristiche principali di uno spray sono penetrazione e diffusione. La prima `e la lunghezza del getto a partire dall’ugello di inie-zione. La seconda `e l’angolo di semiapertura del cono tangente al getto in corrispondenza dell’ugello. `e ovvio che lo spray di combustibile per essere efficace deve penetrare a fondo nella camera di combustione e diffondere il pi`u possibile il combustibile nel volume occupato dal comburente. La pene-trazione, che `e lo spazio percorso nell’angolo utile dallo spray, dipende dalla velocit`a iniziale e dal diametro ed `e fortemente influenzata dalla struttura del getto e dall’interazione aria-spray.
Un’espressione semplice che esprime la velocit`a istantanea della singola goccia in funzione di quella iniziale serve a stabilire i parametri da cui dipende la penetrazione:
La penetrazione, dunque, aumenta:
– al diminuire della massa volumica dell’aria ?a e quindi al diminuire della contropressioni ;
– all’aumentare del diametro della goccia, dg; per effetto dell’aerodina-mica una goccia pi`u grande penetra meglio;
– all’aumentare della pressione di iniezione ; quest’ultima ha un effet-to contrastante daeffet-to che un suo aumeneffet-to comporta un aumeneffet-to della velocit`a iniziale e una maggiore polverizzazione del getto (e quindi goc-ce pi`u piccole); la sperimentazione mostra per`o che il primo effetto `e prevalente rispetto al secondo;
Figura 1.2: Sezione e funzionamento di una precamera ad alta turbolenza (Ricardo).
1.3.1
Sistemi tradizionali
I primi sistemi di iniezione erano basati su una pompa a controllo meccanico ed iniettori passivi; questi sistemi sono stati tutti rimpiazzati da dispositivi a controllo elettronico ed oggi sono ancora in uso solo su motori semplici a basso costo.
Il combustibile inviato dalla pompa d’iniezione arriva nella camera del polverizzatore attraverso apposite canalizzazioni e, quando la sua pressione determina sullo spillo del polverizzatore una forza che supera quella della molla, questo si solleva ed il combustibile esce finemente polverizzato dai fori calibrati ricavati nella parte inferiore del corpo dell’iniettore. La pressione d’inizio iniezione `e quindi imposta dal precarico sulla molla dell’iniettore, mentre spetta alla pompa determinare la quantit`a di combustibile da iniettare e la pressione massima.
I polverizzatori possono avere configurazioni molto diverse ed in partico-lare essere monoforo, normalmente impiegati per iniezione in precamera, o a pi`u fori, per iniezione diretta.
L’iniezione indiretta
Prima che la tecnologia dei sistemi di iniezione permettesse di raggiungere atomizzazioni di qualit`a tale da permettere una combustione veloce e gradua-le (come spiegato nella sezione precedente), i sistemi pi`u diffusi erano quelli a iniezione indiretta in precamera (Figura 1.2).
In questi sistemi la qualit`a di iniezione richiesta `e abbastanza bassa dato che il volume della precamera `e ridotto, per cui sono basse le esigenze di penetrazione, e particolarmente conformato in maniera da accentuare i moti turbolenti (tumble e squish in particolare) che favoriscono il breakup delle gocce di combustibile.
La combustione nella precamera avviene perci`o molto velocemente, la pressione aumenta e la massa incombusta viene sparata ad elevata velocit`a attraverso un ugello nella camera principale. La combustione qui si completa con basse emissioni di particolato, grazie alla violenta polverizzazione, e basse emissioni di NOx grazie al minore eccesso d’aria richiesto.
Il maggiore difetto di questi sistemi `e costituito dalle perdite di calore verso le pareti della precamera, che ha un elevato rapporto superficie/volume.
Pompe d’iniezione in linea
Le pompe d’iniezione in linea a controllo meccanico, d’impiego generale fino alla fine degli anni ’60 qualche volta vengono ancora utilizzate in motori per autocarri, trattori e macchine per movimento terra, nonch´e in motori marini ed industriali [8].
Consistono in un corpo (Figura 1.3) nel quale alloggiano tanti stantuffi pompanti quanti sono i cilindri del motore. Il combustibile `e messo in pres-sione dall’azione di tali stantuffi, mossi da un albero a camme a sua volta azionato dall’albero motore (a met`a velocit`a in un motore a quattro tempi). La quantit`a di combustibile mandato viene regolata facendo ruotare i pompanti, il cui mantello presenta una scanalatura longitudinale e una eli-coidale. Quest’ultima, come mostra la figura 1.4, mette in comunicazione
Figura 1.3: Esempio di sistema pompante in linea Bosch. [8]
la camera di compressione con una luce di riflusso in un punto della corsa di mandata determinato dalla posizione angolare del pompante (Figura 1.5), facendo cos`ı terminare l’iniezione.
Figura 1.4: Dettaglio del funzionamento degli stantuffi rotanti e dei mantelli sca-nalati. (a) Il pistone, al punto morto inferiore, scopre le luci di ingresso del com-bustibile. (b) Quando le luci vengono chiuse dal movimento ascendente del pistone comincia la compressione del fluido ad una pressione determinata dal precarico della molla. (c) Quando questo viene superato l’iniezione ha inizio. (d) L’iniezio-ne termina quando la scanalatura elicoidale del pistoL’iniezio-ne scopre una delle due luci facendo crollare la pressione nella camera. [8]
posi-zione del pedale acceleratore, anche da un regolatore, che supplisce al fatto che nei motori ad accensione spontanea manca l’effetto autoregolatore della velocit`a prodotto nei motori ad accensione comandata dalla valvola a farfal-la. Il regolatore aumenta la portata della pompa se la velocit`a angolare del motore tende a diminuire e la diminuisce se la velocit`a tende ad aumentare, facendo sentire la sua azione specialmente al minimo (che altrimenti sarebbe molto instabile) ed alla massima velocit`a ammissibile, raggiunta la quale il dispositivo riduce drasticamente la portata della pompa d’iniezione.
Figura 1.5: Cremagliera di rotazione del pistoncino del pompante. A seconda della pressione del pedale o della correzione del regolatore la cremagliera fa ruotare gli stantuffi cambiando l’istante di apertura della luce di riflusso.
1.3.2
Sistemi iniettore-pompa
In questo tipo di sistemi vengono integrati in un singolo corpo una pompa per ogni iniettore. L’idea nasce dalla necessit`a di mantenere le pompe vicino agli iniettori se si vogliono realizzare pressioni elevatissime, dato che a que-ste pressioni nascono problemi dovuti all’elasticit`a del combustibile e delle tubazioni per cui si possono verificare colpi di ariete.
Il gruppo iniettore-pompa (Figura 1.6) `e costituito da un pompante al-ternativo azionato da un bilanciere mosso da un albero a camme. Il tutto `
Figura 1.6: Ingombro e schema di funzionamento di un iniettore-pompa.
elettronicamente varia l’apertura della mandata permettendo i regolare la portata.
Questo sistema, sebbene sia stato il primo a raggiungere pressioni oltre i 2000 bar, presenta qualche svantaggio:
– L’intero gruppo `e molto pi`u ingombrante verticalmente di un iniettore Common Rail e richiede la riprogettazione della testa del cilindro per essere alloggiato.
– I pompanti sono trascinati dal motore e quindi in fase con esso, con il risultato di una ridotta flessibilit`a della strategia di iniezione.
1.3.3
Sistemi Common Rail
Il sistema Diesel Common Rail (CRDI: Common Rail Direct Injection) `e un sistema di iniezione diretta che consiste nell’alimentare tutti gli iniettori attraverso una linea comune (Figura 1.7). Questa `e costituita da una pompa di bassa pressione e una di alta pressione, un condotto rigido di ingresso nel rail (da cui il nome Common Rail ) dal quale si diramano tanti condotti quanti sono gli iniettori.
Mentre nei sistemi Diesel a iniezione diretta tradizionali la pressione ve-niva generata ad ogni ciclo e separatamente per ogni iniettore, nei CRDI la
Figura 1.7: Componenti principali di un sistema Diesel Common Rail. [14]
pressione del rail, che pu`o superare i 2000 bar, rimane sempre vicina a quella desiderata, indipendentemente dal regime di velocit`a e dal carico. Questo semplifica lo scopo della pompa di alta pressione che ha il compito di man-tenere questa pressione, frutto dell’equilibrio tra la portata movimentata e la quantit`a scaricata dal rail attraverso gli iniettori o dalla valvola di scarico posta. L’alta pressione `e cos`ı sempre disponibile su tutta la linea, mentre il sistema di controllo elettronico (ECU: Electronic Central Unit) regola il tem-po di inizio e durata dell’iniezione e il numero di eventi a seconda del carico, della richiesta e della velocit`a del motore. In altre parole, la generazione della pressione e il regime del motore sono del tutto indipendenti, permettendo di iniettare secondo necessit`a, anche pi`u volte per ogni ciclo.
Tuttavia, dato che l’energia di pressione `e accumulata lontano dagli iniet-tori, all’apertura di ognuno di essi si verifica un brusco calo locale che si propaga avanti e indietro nelle condutture rigide [7]. `E importante che tali onde di pressione non influenzino negativamente le iniettate successive per cui il dimensionamento di linee e accumulatore `e di primaria importanza.
iniet-tori utilizzati nel Common Rail permettono un controllo preciso su entrambi tempo e quantit`a di iniezione, mentre le elevate pressioni che caratterizzano la tecnologia consentono un’atomizzazione migliore del combustibile [6].
In un sistema tradizionale in cui i pompanti di alta pressione erano mos-si da camme mos-sincronizzate col regime del motore, la presmos-sione aveva un andamento dipendente dalla posizione angolare della camma per cui, va-riando durante il periodo di iniezione, risultava in una dimensione media delle gocce che aumentava negli istanti vicini all’apertura e alla chiusura dell’iniettore [7] [8] [11].
Oltre ad influenzare la fenomenologia dello spray, la tecnologia Com-mon Rail consente di migliorare ulteriormente le caratteristiche del mo-tore Diesel rendendo possibile la suddivisione dell’iniezione in pi`u eventi (figura 1.8) che possono riassumersi in tre parti principali:
– Pre-iniezione o iniezione pilota: ha il compito di preriscaldare la camera di combustione cosicch´e il carburante iniettato successivamen-te abbia un successivamen-tempo di ritardo dell’accensione pi`u breve, una detona-zione meno violenta (a bruciare contemporaneamente sar`a una quan-tit`a di combustibile inferiore), un funzionamento pi`u morbido, meno vibrazioni, meno particolato e meno rumore.
– Iniezione principale o main: costituisce l’insieme degli eventi di iniezione in cui viene consegnata la maggior quantit`a di combustibile. La sua durata `e limitata superiormente dal regime di rotazione del motore: se esso `e elevato, a parit`a di angolo di manovella spazzato, questa durer`a molto poco e per garantire che venga iniettata una certa quantit`a sar`a necessario agire sulla pressione.
– Post-iniezione: `e un evento non sempre presente, ma viene utilizzato periodicamente per la pulizia del filtro antiparticolato. Il ritardo di que-sto evento permette ai fumi di scarico di contenere una certa quantit`a
Figura 1.8: Andamento qualitativo del rateo di combustione in parallelo alla legge di iniezione.
di incombusti ad elevata temperatura che, una volta giunti nel filtro antiparticolato, ne bruciano il contenuto permettendone la pulizia.
I motori Common Rail hanno inoltre il vantaggio di richiedere un tempo molto breve per l’heating up all’avviamento.
Componenti principali
Il sistema Common Rail consiste nei seguenti gruppi di componenti:
– Il gruppo a bassa pressione, atto a prelevare il combustibile dal serba-toio per portarlo all’aspirazione della pompa di alta. `E necessario in quanto il fluido deve vincere le perdite di carico delle tubazioni e del filtro minimizzando il rischio di cavitazione.
– Il gruppo di alta pressione che comprende la pompa principale, il rail, gli iniettori e le linee di distribuzione rigide.
– Il sistema di controllo elettronico (EDC: Electronic Diesel Control) che comprende la centralina (ECU: Electronic Control Unit), i sensori e gli attuatori.
Il sistema di generazione della pressione
La generazione della pressione avviene grazie ad una pompa trascinata dal motore e dunque in funzionamento continuo.
Figura 1.9: Diversi sistemi di controllo della pressione del rail. [9]
La pompa di alta pressione ha la funzione di assicurare un sufficiente ap-porto di combustibile al rail alla pressione voluta in ogni condizione operativa e per l’intera vita utile del veicolo. Essa deve essere in grado di consegnare al rail gasolio ad alta pressione anche all’avviamento.
Questa pu`o essere di tipo radiale (figura 1.10), in cui due o pi`u pompanti vengono mossi alternativamente da una unica camma, oppure con i pompanti in linea (figura 1.11) mossi da camme diverse calettate sull’unico albero. La pompa `e generalmente azionata dall’accoppiamento col motore che pu`o essere diretto o indiretto per mezzo di ruote dentate, catene o cinghie. La velocit`a di rotazione dell’albero della pompa ha quindi un rapporto fisso con il regime di rotazione del motore.
Tutte le pompe di alta pressione possiedono un’interfaccia elettrica. La pressione nel rail viene mantenuta costante e vicina al valore voluto grazie all’azione di valvole di strozzamento, che possono venire posizionate
diver-Figura 1.10: Pompa radiale a due pompanti. [2]
Figura 1.11: Pompa a pompanti in linea a due pompanti. [2]
samente a seconda del sistema adottato. Questo pu`o essere di tre tipi, in riferimento alla figura 1.9:
– Sistema a una valvola sul lato di alta pressione (a): una valvola sul rail mette in comunicazione quest’ultimo direttamente con il serbato-io attraverso una linea di ritorno. Un sensore di pressserbato-ione misura la pressione nel rail e, se questa eccede quella stabilita come set-point, la valvola viene aperta facendo fluire una quantit`a di gasolio tale da ristabilire la pressione voluta. Ha il vantaggio di avere una risposta rapida ma allo stesso tempo `e una soluzione dissipativa.
a monte della pompa di alta, modificando la sezione di passaggio del combustibile. Il sensore di pressione `e sempre sul rail, ne misura la pressione e, se questa eccede quella stabilita come set-point, la valvola si strozza facendo defluire una quantit`a di gasolio inferiore ristabilendo la pressione. Una valvola on-off `e presente sul rail e si apre in ca-so di avaria. `E un sistema efficiente ma pi`u lento nella risposta del precedente.
– Sistema combinato (c): sono presenti entrambe le valvole. Il loro azio-namento viene valutato dal sistema di controllo elettronico in maniera ottimale sulla base dei dati raccolti dai sensori.
Gli iniettori
In coda al sistema ad alta pressione vi sono gli iniettori. Questi sono control-lati elettronicamente con l’attuazione di un solenoide o di un piezoelettrico che viene energizzato molteplici volte per ogni evento di combustione.
Figura 1.12: Schema e funzionamento di un elettroiniettore Common Rail a solenoide. [9]
Di seguito viene spiegato, facendo riferimento alla figura 1.12 il funziona-mento di un elettroiniettore a solenoide in uso in un sistema Common Rail.
Il combustibile ad alta pressione `e distribuito agli iniettori attraverso i tubi uscenti dal rail sino ad un ingresso su un fianco (13). Il gasolio scorre
all’interno dell’iniettore sino ad una camera (9) vicina all’ugello di iniezione (10) e ad una camera (6) sulla sommit`a dello spillo, tenuto fermo sui fori grazie a una molla (7), attraverso un foro calibrato (14). Questa camera ha la funzione di creare una pressione tale da mantenere lo spillo in posizione di chiusura, dato che il bilancio delle forze punta verso l’uscita. Quando il solenoide (2) viene energizzato (b), l’ancora (4) si muove verso l’alto vincendo il carico di una molla (11) e la valvola di controllo (5) della camera superiore si apre, la pressione vi crolla e lo spillo (16) si trova soggetto alla sola spinta della camera inferiore, data dalla pressione del gasolio per l’area della spalla dello spillo (8). Il gasolio contenuto nella camera superiore torna al serbatoio (1) e lo spillo si alza aprendo gli ugelli. Quando il solenoide viene scaricato, il bilancio di forze si ristabilisce e lo spillo torna in posizione di chiusura.
Il combustibile quindi entra nella camera di combustione in forma di milioni di finissime gocce (Figura 1.13). Il processo di iniezione ha la durata dell’ordine dei millisecondi e pu`o avvenire fino a 15 volte nel corso dello stesso ciclo motore.
Figura 1.13: Evoluzione della geometria dello spray di gasolio a differenti pressio-ni. Si noti come a pressioni pi`u alte lo spray sia caratterizzato da una migliore penetrazione ed una migliore apertura angolare.
Questo metodo indiretto `e usato per comandare lo spillo dell’iniettore grazie alla stessa pressione del combustibile, dato che la forza del solenoide
non sarebbe sufficiente a comandarlo rapidamente. Tuttavia questo richiede la presenza di un volume di controllo che ad ogni iniettata si riempie di combustibile e si riversa in una linea di ritorno (backleak). L’effetto di questa quantit`a verr`a analizzato successivamente.
Profilo di corrente Ogni iniettore `e caratterizzato da un profilo di corrente ideale per il comando dei solenoidi. Come per le valvole di control-lo della pressione del rail viste precedentemente, anche gli iniettori hanno bisogno di un circuito “driver” che, con un controllo in feedback, fornisca il desiderato valore di corrente. Se questa non `e controllata da un “driver” rischia di diventare troppo elevata e di provocare la rottura del circuito nel punto di pi`u bassa resistenza.
Data la natura puramente induttiva dei solenoidi, all’applicazione di una tensione corrisponde una graduale ma inarrestabile salita di corrente. Quan-do questa tensione viene rimossa, la corrente diminuisce altrettanto gradual-mente. Queste rampe sono date dalla legge esponenziale:
I = V R 1 − expRt L (1.2)
Il profilo di corrente ideale `e il cosiddetto peak and hold, che `e rappresen-tato in figura 1.14.
Per ottenere questo segnale, una tensione di boost iniziale (tipicamente 50V) porta la corrente al valore di peak, dopodich´e la tensione passa a quella di batteria, accendendosi e spegnendosi per garantire il mantenimento della corrente nel solenoide entro una certa oscillazione intorno al valore Ipeak. Finito il periodo di peak, la tensione viene annullata finch´e la corrente non scende entro il nuovo livello di corrente Ihold, che viene mantenuta allo stesso modo del peak. In entrambe le fasi il risultato `e un’onda circa-quadra con una cresta a dente di sega. Esistono in commercio iniettori aventi bisogno di diversi livelli di hold (tipicamente gli iniettori di vecchia generazione) oppure iniettori con peak consistenti nel solo boost iniziale.
Figura 1.14: Profilo di corrente caratteristico del solenoide di un iniettore Common Rail.
L’Energizing Time (ET) `e definito come l’intervallo di tempo in cui il profilo di corrente viene inviato al solenoide. La durata dell’ultima fase di hold `e l’unica ad aumentare indefinitamente all’aumentare dell’ET, come si evidenzia in figura 1.14 con (ET2) ed (ET3). Inoltre, se ha un valore inferiore al tempo di peak, questo viene troncato (ET1).
Comportamenti non lineari Per tempi di apertura sufficientemente elevati (ET grandi) lo spillo dell’iniettore arriva ad aprirsi completamente (stop idraulico). Da questo momento in poi la portata istantanea smette di aumentare e si assesta sul limite idraulico massimo: si distinguono perci`o iniezioni in regime balistico e non-balistico (Figura 1.16).
Questo comportamento `e pi`u evidente negli iniettori pi`u vecchi, dove `e possibile notare (Figura 1.15) come entro un certo valore di ET dipendente dalla pressione, la curva di portata totale abbia un andamento circa esponen-ziale, mentre oltre quel valore la curva abbia un andamento lineare. Si pu`o notare come per ET molto piccoli il comportamento sia quello di una por-tata invariata (curva piatta): questo avviene a causa dei rimbalzi dell’ancora dell’iniettore. Quando questi sono terminati, la portata iniettata riprende ad aumentare.
Figura 1.15: Curva EMI: portata totale in funzione del tempo di apertura (ET). [9]
La mappatura nella ECU deve tener conto di questi comportamenti non lineari in modo da poter dosare correttamente i combustibile sia nelle iniezioni pilota che nelle iniezioni principali.
Electronic Diesel Control
Un controllo preciso ed efficace sulle performance di un motore possono essere ottenute solo con l’ausilio dell’elettronica [10]. A questo ci si riferisce con il termine EDC, che comprende l’unit`a centrale (ECU: Electronic Central Unit), i sensori e gli attuatori (figura 1.17). In un sistema EDC il pedale dell’acceleratore non `e altro che uno dei tanti sensori.
La ECU monitora le condizioni operative del motore attraverso le infor-mazioni che i sensori le forniscono e invia segnali di controllo agli attuatori,
Figura 1.16: Curve EVI: andamento della portata istantanea in funzione del tem-po di apertura (ET). Si evidenziano i differenti regimi di iniezione: (A) Regime balistico. (B) Regime balistico limite. (C) Regime non balistico.
Figura 1.17: Componenti principali di un sistema EDC [10].
valvola sulla pompa e iniettori, provvedendo a distribuire la voluta quantit`a di gasolio ai cilindri.
Il pedale dell’acceleratore non `e pi`u collegato meccanicamente alla pom-pa di alta pressione, ma `e monitorata dalla ECU con un sensore di posi-zione angolare, chiamato in gergo “driver’s wish”. La velocit`a del motore `e monitorata da un sensore di tipo induttivo situato sull’albero motore.
Questo insieme di informazioni servir`a a determinare, attraverso la com-parazione con mappe come quella in figura 1.19, la richiesta di coppia in Nm. Questa sar`a poi convertita tramite un’altra mappa in quantit`a da
inietta-Figura 1.18: Schematizzazione del funzionamento di una ECU per un motore Die-sel. DW: Driver’s Wish. T: Torque. TL: Torque Limiter. AMF: Air Mass Flow. SL: Smoke Limit. IQ: Injected Quantity.
re (IQ: Injected Quantity) che verr`a poi convertita in pressione/ET tramite altre mappe.
Le quantit`a con cui i parametri vengono comparati sono molteplici, come esemplificato in figura 1.18.
1.4
Combustione
Il processo di combustione in un motore ad accensione per compressione pu`o essere suddiviso in tre fasi:
Fase I Terminati i tempi di indugio fisico e chimico, la quantit`a di combu-stibile iniettata fino a quel momento brucia simultaneamente in regime di fiamma premiscelata. Questo provoca un rapido aumento di
pres-Figura 1.19: Mappa della richiesta di coppia in funzione della velocit`a di rotazione del motore e della posizione percentuale del pedale del guidatore (“Driver’s wish”).
sione (detonazione) che `e la causa principale della rumorosit`a e della produzione di ossidi di azoto (combustione simultanea).
Fase II Il combustibile iniettato successivamente brucia in regime di fiam-ma diffusiva lungo gran parte della corsa di discesa del pistone. Questa fase `e la maggiore responsabile della produzione di particolato e in-combusti, determinati dalla qualit`a dei moti turbolenti macroscopici e microscopici (combustione diffusiva).
Fase III In questa fase parte del particolato brucia in regime di combu-stione eterogenea. `E una fase delicata in quanto l’abbassamento della temperatura a causa della diminuzione della pressione per il movimen-to discensionale dello stantuffo pu`o provocare la fine prematura della combustione1
1.4.1
Fase zero: Ignition Lag
L’inizio dell’iniezione e dunque l’inizio della formazione della miscela aria-combustibile `e separato dall’inizio della combustione da un certo lasso di
1E questo il motivo per cui nei sistemi Common Rail si effettua la post-iniezione.` L’aumento di temperatura che ne deriva aiuta la combustione del char rimanente.
Figura 1.20: Andamento della pressione nel cilindro in funzione dell’angolo di manovella. Sono evidenziati i punti di chiusura della valvola di scarico (CVS), chiusura della valvola di aspirazione (CVA), apertura della valvola di scarico (AVS) e apertura della valvola di aspirazione (AVA).
tempo chiamato “ritardo nell’accensione” o ignition lag. Come si evince dalla figura 1.20 al momento dell’iniezione si ha un leggero abbassamento della pressione interna al cilindro dovuta all’evaporazione del combustibile. Il ritardo pu`o dividersi in due parti:
– ritardo chimico: dovuto alle reazioni di cracking del combustibile, formazione di radicali e ossidazione;
– ritardo fisico: dovuto al tempo di atomizzazione, volatilizzazione e diffusione del combustibile.
Esso `e influenzato dai seguenti parametri:
1. L’accendibilit`a del combustibile (numero di cetano).
2. La temperatura di fine compressione, funzione del rapporto di compres-sione, sovralimentazione, temperatura della camera di combustione e intercooling.
3. La pressione di fine compressione, funzione del rapporto di compressio-ne e della sovralimentaziocompressio-ne.
4. Qualit`a dello spray di combustibile, funzione del sistema di fuel mana-gement utilizzato (iniettori e pressione del gasolio).
Il primo parametro influenza esclusivamente il ritardo chimico e pu`o essere migliorato utilizzando additivi o combustibili pi`u pregiati [5].
Il secondo parametro influenza sia il ritardo chimico, dal punto di vista della cinetica di combustione, ovvero la velocit`a con cui si formano i primi radicali e il fronte di fiamma, che il ritardo fisico come tempo di evaporazione. Pu`o essere migliorato aumentando il rapporto di compressione, sovralimen-tando o diminuendo l’anticipo dell’iniezione. Risolutiva `e in questo caso l’adozione dell’iniezione pilota [4].
Gli ultimi due parametri influenzano il ritardo dell’accensione sotto l’a-spetto dell’indugio fisico, dato che di essi `e funzione la velocit`a di evapora-zione del combustibile. Si possono avere miglioramenti se si polverizza pi`u finemente il combustibile o se si migliora la macroturbolenza.
Le condizioni pi`u sfavorevoli sono quelle di basso carico (bassa tempera-tura), e l’elevata velocit`a di rotazione dato che mentre l’indugio fisico dimi-nuisce per l’aumentata turbolenza, l’indugio chimico resta invariato per cui copre un angolo di manovella maggiore.
Una cattiva gestione di questi tempi pu`o notevolmente peggiorare la combustione nella sottofase successiva.
Il tempo di indugio chimico pu`o essere valutato tramite una relazione di tipo Arrhenius fornita da Wolfer (1950) [5]:
τid= aΦ−kP−nexp Ea RTcil (1.3)
dove a, k e n sono costanti empiriche, Φ `e il rapporto di equivalenza, P `
e la pressione della camera, Ea l’energia di attivazione, R la costante dei gas e Tcil `e la temperatura interna al cilindro al momento dell’iniezione.
1.4.2
Fase I: detonazione
Superati i tempi di indugio il combustibile gi`a evaporato ed accumulato nel-la camera di combustione brucia in maniera quasi simultanea dando luogo ad un fenomeno di detonazione che, a differenza dei motori ad accensione comandata, `e fisiologico. La pressione assume valori molto elevati e, per quanto con il miglioramento della tecnica si cerchi di limitare la detonazione fino a renderla impercettibile, questo `e un fenomeno che caratterizza sem-pre la prima parte della combustione nei motori Diesel. `E questo il motivo per cui questi motori sono tipicamente pi`u rumorosi e strutturalmente pi`u robusti. [8]
Tuttavia il fenomeno va limitato perch´e riduce il comfort nell’abitacolo, riduce il rendimento meccanico a causa delle sovradimensionate masse alterne e il rendimento termico date le maggiori dispersioni sotto forma di vibrazioni e calore. `E inoltre possibile che si rompa lo strato limite laminare sulle pareti della camera di combustione e che si sollevi del lubrificante provocandone il consumo e abbassando ulteriormente il rendimento meccanico.
La detonazione `e un fenomeno favorito dalle basse temperature del mo-tore, per cui tende ad autoridursi di ciclo in ciclo.
1.4.3
Fase II: combustione diffusiva
Subito dopo la fase detonativa, il combustibile iniettato brucia immediata-mente e la salita di pressione `e compensata progressivamente dalla depres-sione creata dal moto discendente del pistone.
La combustione `e di tipo diffusivo poich´e le singole gocce di combustibile evaporano dalla superficie di contatto con l’aria, il vapore si diffonde ver-so l’aria circostante (dove gi`a si trova ad una temperatura sufficientemente elevata da permetterne l’autoaccensione), vi si mescola e quindi brucia.
Questa `e la fase in cui avviene l’iniezione principale (main), la quale pu`o essere suddivisa in pi`u iniezioni pi`u piccole.
Figura 1.21: Suddivisione qualitativa delle zone dello spray di combustibile. [12]
Nello strato di combustibile evaporato che circonda la goccia di liquido si forma un gradiente di concentrazione: vicino alla goccia vi `e una miscela ricca, lontano da essa la miscela `e povera. Quest’ultima `e quella che brucia per prima e crea un mantello caldo intorno alla miscela ricca in cui il combustibile, in difetto di ossigeno, pirolizza formando particolato [12]. Questo per la quasi totalit`a eventualmente brucer`a o verr`a catturato dal filtro anti-particolato [8]. Per ridurre questo fenomeno `e necessario che lo spray sia il pi`u fine pos-sibile e che si diffonda in maniera veloce ed uniforme nella camera di com-bustione per evitare zone eccessivamente ricche (in cui si forma particolato) e zone eccessivamente povere (in cui si formano NOx) (Figura 1.21). Per questo motivo `e necessario che i motori Diesel ad iniezione diretta operino con maggior eccesso d’aria [8], a velocit`a che non superano i 4000 giri/min e favorendo moti turbolenti di grande scala quali tumble, swirl e squish.
1.4.4
Fase III: postcombustione
La fase finale del processo di combustione consiste nella lenta accensione del vapore di gasolio rimasto, della CO e di parte del particolato. A causa della lentezza di questi ultimi fenomeni si `e visto [12] che introducendo nella strategia di iniezione un evento di breve durata in questa fase, l’aumento di
temperatura che ne deriva porta ad una drastica diminuzione di incombusti, CO e particolato.
1.4.5
Problemi e limiti
I motori Diesel presentano notevoli problemi, oggetto di ricerca e continui miglioramenti, tra cui si annoverano:
– Dato che il combustibile utilizzato deve essere in grado di auto-accendersi, `
e necessario usare combustibili volatili con numero di cetano compreso tra 45 e 50.
– Nonostante gli elevati rapporti di compressione, nell’avvio a freddo si possono avere problemi di auto-accensione a causa delle temperature ridotte.
– Ai bassi regimi di rotazione la formazione della miscela pu`o non essere soddisfacente a causa della pi`u bassa pressione di alimento2 e dei mo-vimenti macroturbolenti insufficienti. Il problema pu`o risolversi solo parzialmente aumentando l’anticipo dell’iniezione, dato che le compo-nenti alto-bollenti del combustibile lasceranno il motore incombuste. Questo problema `e particolarmente sentito all’avvio del motore.
– Le componenti fredde di un motore tendono ad assorbire energia ter-mica dall’aria compressa.
– `E necessario evitare che in camera di combustione si formino zone ec-cessivamente ricche di combustibile, dato che questo provocherebbe l’aumento delle emissioni di incombusti e particolato.
– Per migliorare l’evaporazione del combustibile, un motore Diesel opera sempre con un eccesso d’aria consistente (dal 10 all’80% in proporzione
2Problema superato nel Common Rail, dato che la pressione del combustibile `e svincolata dal regime di rotazione del motore.
al volume). Tuttavia all’aumentare di questo parametro, aumentano le pressioni parziali di ossigeno e azoto e di conseguenza si incentiva la produzione di ossidi di azoto. Per questo, per aumentare la diluizione senza eccedere con l’ossigeno, si utilizza il sistema EGR (Exhaust Gas Recirculation) che consiste nel convogliare all’aspirazione, tramite la commutazione di una valvola a tre vie3, parte dei gas combusti dei cicli precedenti.
– Nonostante tutte le precauzioni che si prendono per favorire la com-bustione del particolato gi`a in camera di combustione, questo tende comunque a formarsi: va previsto perci`o l’utilizzo di un filtro.
– I motori Diesel devono essere dimensionati per operare a pressioni molto elevate. Di fatti, rispetto a motori benzina di pari cilindata, questi sono pi`u ingombranti e pesanti. Tra le ragioni si ha:
– Rapporti di compressione elevati,
– Utilizzo diffuso di sistemi di sovralimentazione,
– Necessit`a di operare in eccesso d’aria: rapporto volume/potenza elevato.
1.5
Normative anti-inquinamento
La riduzione delle emissioni inquinanti degli autoveicoli `e stata soggetta in Europa, fin dai primi anni settanta, a restrizioni imposte con la promulgazio-ne di direttive comunitarie per l’omologaziopromulgazio-ne e la conformit`a di produzione, basate sulle migliori tecnologie motoristiche esistenti al momento. Per ot-tenere l’omologazione un nuovo modello di autovettura bisogna soddisfare, con prove di laboratorio, i limiti imposti dalla direttiva in vigore al mo-mento per l’emissione degli inquinanti regolamentati, espressi in massa/km
Figura 1.22: Evoluzione delle normative anti-inquinamento nel corso degli anni.
(autoveicolo) o in massa/kWh (motore). Con la direttiva 91/441/CEE fu introdotta per la prima volta una procedura di prova pi`u rigorosa (ciclo di guida standard urbano associato al ciclo di guida extra-urbano) per l’omo-logazione degli autoveicoli leggeri sia a benzina che diesel. Inoltre, furono imposte nuove specificazioni per le apparecchiature di campionamento e li-miti pi`u restrittivi alle emissioni inquinanti (Euro 1), alle quali fu aggiunto il particolato come nuovo parametro. La direttiva imponeva per la prima volta anche un limite sulle emissioni evaporative e un test di durata per le autovetture dotate di un convertitore catalitico. Questa poi fu aggiornata nel 1994 (direttiva 94/12/CE) per fissare nuovi limiti (Euro 2) per le autovetture e nel 1996 per gli autoveicoli leggeri (direttiva 96/69/CE).
Un ulteriore aggiornamento, direttiva 98/69/CE, ha introdotto per la prima volta ulteriori requisiti per il controllo delle emissioni autoveicolari, tra le quali l’impiego di un sistema di diagnostica a bordo (EOBD) per in-formare l’utente di un eventuale malfunzionamento dell’autoveicolo durante l’esercizio, la riduzione di un fattore 2 dei limiti di emissione degli inquinan-ti regolamentainquinan-ti nel 2000 (Euro 3) e di un’ulteriore riduzione per quelli da adottare nel 2005 (Euro 4) per i nuovi modelli.
Gli standard di emissione Euro 5 ed Euro 6 (benzina e diesel), invece, sono stati fissati dalla Commissione Europea e riportati nel regolamento CE
N.715/2007 emesso nel 2007; i nuovi limiti ed il protocollo per l’attuazione del regolamento sono stati definiti nel 2008, per essere poi applicati nel 2009 (Euro 5) e nel 2014 (Euro 6). Il nuovo regolamento fissa prove di controllo dei sistemi di diagnostica a bordo (EOBD) dell’autoveicolo e un raddoppio del chilometraggio (160.000 km) per la verifica della funzionalit`a dei dispositivi catalitici adottati sul modello in omologazione. Per la prima volta viene esteso il limite dell’emissione di particolato anche alle auto a benzina con sistema GDI (motore ad iniezione diretta di benzina), e vengono fissati limiti sul numero di particelle emesse dagli autoveicoli diesel e sugli idrocarburi non metanici (NMHC) [1].
Il limite del monossido di carbonio imposto con la direttiva 98/68/CE (Euro 4 - 2005) `e stato ridotto dell’82% rispetto allo standard Euro 1 (1992). Il limite del particolato emesso dagli autoveicoli diesel leggeri `e stato abbas-sato al 36% (Euro 3 - 2000) e al 18% circa (Euro 4 - 2005) del corrispondente valore Euro 1. Va aggiunto inoltre che, a differenza del passato, con la di-rettiva 98/69/CE e con i nuovi regolamenti, sono stati fissati limiti separati dell’emissione degli idrocarburi incombusti e degli ossidi di azoto per le sole autovetture con motore a benzina. Il rispetto del limite Euro 5 sull’emissione del particolato, che non `e modificato per lo standard Euro 6, richiede l’uso di un filtro antiparticolato idoneo per tutti i nuovi modelli [1].
In figura 1.22 sono rappresentati i limiti dei vari standard per i motori Diesel. C’`e da specificare che per gli standard Euro 1 e 2 gli NOx e gli incombusti `e definito un limite complessivo, mentre a partire dall’Euro 3 questi limiti vengono specificati separatamente. Viene inoltre imposto che un veicolo si mantenga nei limiti stabiliti per almeno 100000 km (Euro 4).
Il progressivo miglioramento degli standard ha portato ad un significa-tivo crollo delle emissioni di particolato e altri inquinanti come idrocarburi incombusti e CO. D’altra parte tuttavia le emissioni di NOx, che vengono prodotte dal settore trasporti per circa il 50%, non sono diminuite quanto previsto dato che le condizioni di guida reali si discostano abbastanza dalle
condizioni di test.
Figura 1.23: Andamento della concentrazione di NOx in atmosfera [3].
Figura 1.24: Andamento della produzione di NOx e obiettivo del 2020 [3].
1.5.1
Cicli di guida
Quando si tratta di misurare le emissioni inquinanti di un motore `e neces-saria una elevata standardizzazione. La procedura normalmente utilizzata `
e la simulazione di un modello di guida su un banco a rulli, con il veicolo completamente funzionale, che ricalchi abbastanza fedelmente uno schema di guida realistico. Tali rulli sono collegati a dei freni magnetici che simulano l’inerzia del veicolo e il drag aerodinamico.
Figura 1.25: Ciclo di guida NEDC.
Alcuni cicli sono derivati teoricamente, come il ciclo europeo NEDC (New European Driving Cycle), mentre altri sono pi`u vicini alla guida su strada come l’americano FTP-75. Di fatti la critica pi`u grande che viene apportata ai cicli di guida, in particolare l’NEDC, `e la scarsa abilit`a di rappresentare un ciclo di utilizzo reale dato che contiene basse accelerazioni (12 secondi per raggiungere la velocit`a di 36 km/h) e lunghi periodi di latenza. Il ciclo inoltre soffre oggettivamente di obsolescenza, dato che risale al 1990 con l’ultimo aggiornamento datato 1997, per cui non risulta adatto a rappresentare lo stile di guida di un veicolo moderno.
Il ciclo WLTP Per superare queste limitazioni `e stato introdotto il ciclo WLTP (Worldwide harmonized Lightweight vehicle Test Procedure) che de-riva da un accordo tra paesi europei, Stati Uniti, Giappone, Russia, India e Cina sotto gli auspici dell’UNECE (United Nations Economic Commission for Europe). Questo nasce come migliore tentativo di emulazione di quello che pu`o essere un ciclo di guida di un veicolo in qualsiasi parte del mondo.
Esistono differenti versioni del ciclo in base al rapporto potenza/massa del veicolo, rappresentate in tabella 1.1.
Il ciclo di classe 1 `e caratterizzato dalle grandezze rappresentate nella tabella 1.2. Se la velocit`a massima del veicolo dichiarata `e minore di 70
Nome W/kerb-mass Vmax ciclo Fasi Durata
WLTC-class-1 ≤ 22 70 km/h L-M 1022 s
WLTC-class-2 > 22, ≤ 34 90 km/h L-M-H 1477 s WLTC-class-3 > 34 135 km/h L-M-H-EH 1801 s
Tabella 1.1: Caratteristiche globali delle differenti classi della procedura WLTP. L: Low. M: Middle. H: High. EH: Extra-High.
km/h, la fase “Middle” `e sostituita da una ripetizione della fase “Low”.
Fase Durata (s) Idle (s) Dist. (m) % Idle Vmax (km/h) Vave (km/h) Low 589 155 3324 26,3% 49,1 27,6 Middle 433 48 4767 11,1% 64,4 44,6
Tabella 1.2: Caratteristiche particolari del ciclo WLTC-class-1. La velocit`a media Vave `e calcolata escludendo i tempi di idle.
Il ciclo di classe 2 `e caratterizzato dalle grandezze rappresentate nella tabella 1.3. Se la velocit`a massima del veicolo dichiarata `e minore di 90 km/h, la fase “High” `e sostituita da una ripetizione della fase “Low”.
Fase Durata (s) Idle (s) Dist. (m) % Idle Vmax (km/h) Vave (km/h) Low 589 155 3132 26,3% 51,4 26,0 Middle 433 48 4712 11,1% 74,7 44,1 High 455 30 6820 6,6% 85,2 57,8
Tabella 1.3: Caratteristiche particolari del ciclo WLTC-class-2. La velocit`a media Vave `e calcolata escludendo i tempi di idle.
Il ciclo di classe 3 `e caratterizzato dalle grandezze rappresentate nella tabella 1.4. Se la velocit`a massima del veicolo dichiarata `e minore di 135 km/h, la fase “Extra-High” `e sostituita da una ripetizione della fase “Low”.
Fase Durata (s) Idle (s) Dist. (m) % Idle Vmax (km/h) Vave (km/h) Low 589 155 3095 26,5% 56,5 25,7 Middle 433 48 4756 11,1% 76,6 44,5 High 455 31 7158 6,8% 97,4 60,8 Extra-H 323 7 8254 2,2% 131,3 94,0
Tabella 1.4: Caratteristiche particolari del ciclo WLTC-class-3. La velocit`a media Vave `e calcolata escludendo i tempi di idle.
Difatti il nuovo ciclo WLTP `e stato sviluppato sulla base dei dati di guida raccolti da ogni parte del mondo e copre diverse situazioni, dal traffico urba-no all’autostrada. A differenza dell’NEDC, il WLTP `e molto pi`u dinamico dato che contiene molte pi`u accelerazioni e frenate del suo predecessore e, oltre alle curve di velocit`a, contiene informazioni su altri aspetti della gui-da, come temperatura dell’aria e pressione degli pneumatici. Al banco prova precede un test su strada, chiamato coast-down, che permette di determinare le caratteristiche di inerzia del veicolo. Le informazioni raccolte dal coast-down sono dette “road load” e sono necessarie per configurare la resistenza dei rulli.
L’obiettivo della nuova procedura di test `e quello di simulare la realt`a il pi`u fedelmente possibile, minimizzare le variazioni tra un test e l’altro e mantenere bassi i costi. Cos`ı come era per l’NEDC, le misurazioni devono essere riproducibili e conformi in ogni parte del mondo e produrre gli stessi risultati se eseguito correttamente.
L’introduzione del WLTP come base per il monitoraggio delle emissioni di CO2 in Europa partir`a da Settembre 2017 mentre rimarr`a l’utilizzo del ciclo NEDC in parallelo fino al 2020.
Figura 1.26: Ciclo di guida WLTC-class-3 utilizzato nel presente lavoro.
1.6
Conclusioni
Le richieste sempre pi`u stringenti da parte del mondo normativo creano la necessit`a di ottenere una qualit`a di combustione molto elevata. Per il rag-giungimento di questo obiettivo non sono pi`u sufficienti i sistemi tradizionali a precamera n´e l’ottimizzazione dei moti di swirl e tumble. La possibilit`a di iniettare quantit`a molto precise in camera di combustione a pressione sempre elevata anche a bassi regimi permette di ottenere uno spray di elevata qualit`a e ridurre di conseguenza la quantit`a di incombusti e di particolato.
Il rilascio del calore in un motore Diesel dipende non solo dal processo di combustione, ma anche in buona parte dal tempo di inizio di iniezione, in-jection rate e pressione di iniezione. Nei motori a iniezione diretta, il numero e la dimensione degli orifizi `e un altro fattore importante.
I motori Diesel hanno visto l’evoluzione di diverse forme di sistemi di iniezione. I due tipi pi`u comuni includono le pompe in linea e il sistema UI (Unit Injection) che, sebbene fossero molto accurati su tempi e quantit`a di
iniezione, erano molto limitati da diversi fattori:
– Erano guidati da camme e la pressione di iniezione era proporzionale alla velocit`a del motore. Questo `e vero per ogni tipo di pompa, ma nel Common Rail il problema viene raggirato grazie al sistema di accumulo. Nei sistemi tradizionali questo legame significava che ai regimi pi`u bassi non erano in grado di fornire una pressione sufficientemente elevata da consentire una risposta rapida.
– Il numero e il ritmo degli eventi di iniezione era limitato dalla geometria delle camme.
– Solitamente l’inizio e la fine di un evento di iniezione avvenivano quando la pressione del combustibile raggiungeva un valore determinato dal precarico di una molla applicato sul pompante.
Il sistema Diesel Common Rail si `e dimostrato come il pi`u adatto al-l’ottenimento di tali specifiche, proprio grazie al fatto che il controllo della quantit`a iniettata e quello della generazione della pressione sono indipendenti tra loro, mentre il rail funge da accumulatore di pressione. Con il sistema Common Rail `e possibile adattare il funzionamento del sistema di iniezione ai vari regimi di funzionamento del motore fino ad avere pressioni di iniezione variabili da 200 a 2000 bar e leggi di iniezione che includono la possibilit`a di avere fino a 15 iniettate per ciclo.
Il sistema di iniezione deve essere capace di effettuare almeno una inie-zione pilota, affinch´e vengano superati i tempi di indugio con una quantit`a minima di combustibile in camera, con l’effetto di avere una detonazione me-no energetica, meme-no rumore, meme-no vibrazioni, e una camera di combustione a temperatura pi`u elevata che permette al combustibile iniettato successiva-mente di accendersi in pochissimo tempo. Questo contribuisce a ridurre le emissioni di ossidi di azoto [4] come evidenziato in figura 1.27.
Le applicazioni del Common Rail spazzano dal campo automobilistico a quello marino. Nel primo caso a partire da met`a degli anni ’90 si `e verificata
Figura 1.27: Evidenza sperimentale della riduzione delle emissioni di NOx con l’introduzione dell’iniezione pilota [4].
una diffusione capillare delle automobili con motore Diesel tale da portare le case automobilistiche a produrre motorizzazioni Diesel parallele a quelle benzina per quasi tutti i modelli. Nello stesso lasso di tempo il Common Rail si `e stabilito come standard de facto utilizzato ormai in veicoli di ogni tipo, dai 3-cilindri da meno di 30 kW fino agli 8-cilindri di alcune berline di lusso con cilindrate fino a 4 litri e potenze specifiche di 50/70 kW/l. La tecnologia Common Rail ha rivoluzionato non solo i motori Diesel, ma anche quelli benzina (con l’introduzione della tecnologia GDI) data l’attenzione che si `e spostata sulla qualit`a della combustione.
Capitolo 2
L’esperimento
2.1
Obiettivo
Come si `e visto, la combustione di particelle di combustibile liquido produce una quantit`a non trascurabile di sottoprodotti inquinanti, tra cui NOx, CO, HC e particolato le cui concentrazioni nei fumi non trattati dipendono prin-cipalmente dalle condizioni operative del motore. All’infuori dei parametri caratteristici della fluidodinamica lato-aria (forma della camera di combu-stione, dei condotti dell’aria, turbocompressore, EGR, turbolenza), un ruolo molto importante sulla minimizzazione delle emissioni `e svolto dal sistema di iniezione.
Dall’introduzione nel 2000 della normativa EURO, i requisiti sulle emis-sioni di un motore Diesel da autoveicolo si sono fatti sempre pi`u stringenti. Per l’ottenimento di tali specifiche `e necessario controllare l’iniezione negli aspetti di pressione, energising time, fasatura e numero di iniezioni, tut-to nel breve lasso di tempo che costituisce la durata di un ciclo. Questut-to obiettivo pu`o essere raggiunto esclusivamente grazie al controllo elettroni-co (EDC: Electronic Diesel Control) che permette di ottenere una dinami-ca precisa della consegna del combustibile in termini di inizio dell’iniezione (SOI: Start Of Injection), durata e quantit`a iniettata.
Scopo di questa tesi, difatti, `e stato lo sviluppo di un esperimento che abbia come dati in ingresso una curva di velocit`a, in questo caso una rical-cante il ciclo WLTC e fornendo in uscita le grandezze fluidodinamiche ed energetiche di cui se ne vogliono conoscere i valori.
Tuttavia i sistemi Diesel moderni vengono gestiti da algoritmi proprietari molto complessi, per cui l’approccio che si `e seguito `e stato quello di utilizzare curve di velocit`a, pressione e ET misurati dal costruttore del sistema Diesel tramite test su banco a rulli. Dei dati in uscita ne verr`a fatta una verifica di congruenza e un’analisi “statistica” per determinare come le grandezze che caratterizzano l’iniettore sono in relazione tra di loro.
Il banco `e stato progettato per essere in grado di ospitare qualsiasi tipo di iniettore a solenoide senza che si rivelino necessarie sostanziali modifiche. Infatti, il banco `e stato messo a punto proprio per ospitare iniettori di ultima generazione che non potevano per`o essere, per motivi di strategia industriale, oggetto di questa tesi. Per questo motivo le grandezze di input riguardanti la strategia di iniezione, ovvero gli ET delle due iniezioni pilota e della main, sono state “ricalibrate” per essere adattate agli iniettori di prova utilizzati per la messa a punto con una procedura spiegata successivamente nel paragrafo 2.3.2.
2.2
Descrizione dell’apparato sperimentale
Il banco prova `e strutturato in tre parti, di cui verranno date descrizioni dettagliate in seguito:
– Il blocco idraulico: `e la parte che costituisce l’interesse sperimentale in quanto comprende la pompa e gli iniettori, oltre al motore elettrico, il torsiometro e l’impianto di bassa.
– Il blocco di comando e acquisizione: `e la parte che contiene l’ali-mentazione elettrica dell’intero banco, l’inverter, i driver delle valvole e il modulo National Instruments.
– Il blocco software: rappresenta l’interfaccia di alto livello a cui l’o-peratore ha accesso per determinare il comportamento e le modalit`a di acquisizione e manipolazione dei dati.
2.2.1
Il blocco idraulico
Nel piano inferiore giace il serbatoio (a) dal quale il combustibile viene pre-levato con una pompa sotto battente di bassa pressione (b). In serie alla pompa vi sono posti un filtro (c), una valvola a tre vie (d) per la regolazione manuale della pressione di bassa e un manometro. Mentre un’uscita della valvola `e collegata al serbatoio (ricircolo), l’altra porta il gasolio all’aspira-zione della pompa di alta pressione (f). Qui, una valvola a solenoide (e) `e posta sull’aspirazione per regolare la pressione del circuito di alta.
L’uscita del backflow della pompa di alta torna al rail posto sul serbatoio e l’uscita ad alta pressione porta il gasolio nel rail (g) di distribuzione degli iniettori (i). Questi a loro volta, attraverso l’ugello principale, iniettano il
Figura 2.1: Schema idraulico del sistema Common Rail installato sul banco.
combustibile in un collettore (j) che raccoglie e convoglia il flusso attraverso un misuratore a effetto Coriolis (k), poi di nuovo al serbatoio. Attraverso un ugello secondario posto sulla parte superiore di ogni iniettore vengono convogliati i flussi di backleak su un rail di bassa pressione, regolato con una valvola in uscita in maniera da formare una contro-pressione compresa tra 0.6 e 1.4 bar. Anche quest’ultimo flusso verr`a diretto verso un secondo misuratore a effetto Coriolis.
Sullo stesso albero della pompa vi sono calettati in serie il torsiometro (l) e la puleggia che vi trasmette il moto del motore elettrico (m).
La pompa di alta pressione - Denso HP3
La pompa principale `e composta dal sistema pompante (camma eccentrica, camma anulare e pompanti), da una valvola SCV (Suction Control Valve) e
Figura 2.2: Pompa Denso HP3. [2]
da una pompa trocoidale secondaria.
I due pompanti sono posizionati simmetricamente rispetto all’albero, ra-schiando la parte esterna della camma anulare.
Figura 2.3: Sezione di una valvola SCV. [?]
Portata e prevalenza della pompa sono controllate dalla valvola di con-trollo della suzione SCV (Figura 2.3) che, per definizione, viene posta al-l’aspirazione: questo permette di ridurre il combustibile ad alta pressione a una quantit`a vicina a quella strettamente necessaria, riducendo i consumi e di conseguenza le emissioni. Questo ha un impatto positivo anche sulla temperatura del combustibile di ritorno nel serbatoio. La valvola `e attuata da un solenoide eccitato da un opportuno circuito e pu`o essere normalmente
Figura 2.4: Funzionamento del sistema eccentrico-camma nella pompa Denso HP3. [2]
aperta (la valvola apre a solenoide scarico) o normalmente chiusa. Il circuito di comando (driver) si basa sull’L295 della STMicroelectronics. Questo cir-cuito integrato ammette in ingresso un duty cycle di tensione e fornisce in uscita un segnale di corrente a dente di sega, limitato superiormente dalla sua comparazione con una tensione di riferimento.
A monte della SCV, vi `e una pompa rotante di tipo trocoidale. `E ca-lettata sul medesimo albero che fa ruotare entrambi i rotori (ipotrocoide ed epitrocoide) e il fluido, similmente a quanto succede in una pompa ad ingra-naggi, viene guidato verso la mandata attraverso i vani che si creano tra i due rotori. La pressione di questa pompa secondaria `e regolata da una valvola di massima a molla posta sulla mandata che devia il fluido in eccesso indietro sull’aspirazione.
