182
13.
APPLICAZIONE
DEL
MODELLO
IN
CONDIZIONI DIVERSE
Lo scopo della seconda parte di questo lavoro è, come già detto, individuare delle linee guida per la progettazione di SI H2ICEs destinati a veicoli urbani, tentando quindi di correggere l’errore di metodo storicamente commesso nello sviluppo di questi propulsori e cercando, se possibile, di dare una spiegazione logica alla scelta, diffusa in letteratura, di adottare motori 2000cc da quattro cilindri.
A tal fine è stato necessario analizzare, mediante l’utilizzo del modello zero-dimensionale creato, le prestazioni di motori geometricamente differenti (sia per dimensioni che, successivamente, per forma). Il modello sviluppato, dimostrando elevate capacità predittive, costituisce uno strumento particolarmente utile in fase di progettazione del motore. Esso, infatti, è in grado di apprezzare i principali effetti che le differenti scelte a livello di macrovariabili progettuali (dimensioni e forma del cilindro) comportano sulle prestazioni del motore.
L’analisi degli effetti che la geometria del cilindro ha sulle prestazioni erogate da un motore a combustione interna alimentato ad idrogeno è stata suddivisa in due fasi:
1. Studio, a parità di rapporto corsa-diametro, delle differenti prestazioni erogate da motori con varie cilindrate totali e frazionamenti.
2. Studio, fissata la cilindrata totale del motore ed il frazionamento, dell’influenza che la forma del cilindro (rapporto corsa-diametro) esercita sulle prestazioni del motore.
13.1. STUDIO SULLE DIMENSIONI DEL CILINDRO
Al fine di capire quale sia la scelta più opportuna per quanto riguarda la cilindrata totale ed il frazionamento di un motore a combustione interna alimentato ad idrogeno e destinato ad un utilizzo urbano, sono state analizzate le configurazioni riassunte in figura 147.
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Figura 147. Configurazioni motoristiche analizzate
Sostanzialmente, quindi, sono state prese in considerazione quattro possibili soluzioni per la cilindrata unitaria (250cc, 500cc, 850cc, 1000cc) e quattro per la cilindrata totale (850cc, 1000cc, 1700cc, 2000cc). Le specifiche tecniche di dettaglio di ciascun cilindro vengono riassunte in tabella 37.
Tabella 37. Specifiche tecniche dei cilindri analizzati
250cc 500cc 850cc 1000cc Alesaggio [mm] 68 85 102 107,5 Corsa [mm] 70 87,5 105 110,7 CR 10 10 10 10 Lunghezza biella [mm] 161,3 201,7 242 255 Lunghezza manovella [mm] 35 43,75 52,5 55,35 Cilindrata effettiva [cc] 254,22 496,52 857,98 1004,39
Come è possibile notare dai dati riportati, tutti i cilindri hanno il medesimo rapporto corsa-diametro (1,03), che è pari a quello del motore utilizzato nelle prove sperimentali di Mohammadi et al.[7]. Questo è necessario se si vuole isolare l’effetto delle dimensioni da quello della forma.
Per ciascuna delle configurazioni motoristiche esposte, è stata determinata la curva carico-rendimento corrispondente ad una politica di gestione operativa volta alla massimizzazione dell’efficienza del propulsore. Tale strategia operativa, univocamente determinata, segue la seguente logica:
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· Le condizioni operative al regime di minima potenza sono dettate da limitazioni imposte ai valori minimi del rapporto di equivalenza (߶0,3) e del regime di rotazione del motore (n500rpm). A questa condizione corrisponde, conseguentemente all’adozione di miscele estremamente povere, il minimo rendimento termico del motore.
· A partire da tale condizione, la potenza erogata può essere aumentata sia incrementando il rapporto di equivalenza che il regime di rotazione del motore. Essendo il rendimento termico del propulsore, secondo le ipotesi fatte, indipendente dal regime di rotazione, è opportuno incrementare, in primo luogo, il rapporto di equivalenza fino a raggiungere il valore corrispondente alla massima efficienza del motore.
· Una volta raggiunta tale condizione, la potenza erogata viene incrementata aumentando il regime di rotazione del motore fino al valore che garantisce il massimo riempimento del cilindro. Questo consente di mantenere l’efficienza pari al suo valore massimo.
· Giunti al regime di massimo riempimento, la potenza può essere ulteriormente incrementata solamente attraverso modifiche al rapporto di equivalenza. Dunque, per potenze maggiori si assiste ad un decremento del rendimento conseguente all’adozione di ߶ superiori rispetto a quello di massima efficienza.
· Il punto di massima potenza, infine, è determinato dalla coppia di valori (߶,n) per cui ߶ corrisponde al valore massimo adottabile per il rapporto di equivalenza (nel presente lavoro posto pari a 0,7) ed n al regime di massimo riempimento.
· Per ciascuna coppia di valori (߶,n) il rendimento viene massimizzato adottando l’istante di accensione MBT (che risulta univocamente determinato).
Dunque, fissato il regime di rotazione pari al valore minimo, il programma di simulazione ha consentito di calcolare il valore del rendimento termico corrispondente a ciascun rapporto di equivalenza compreso tra 0,3 e 0,7 (è stato adottato un passo di 0,02) e di determinare, per ciascuno di essi, l’istante di accensione MBT. Determinato, quindi, il ߶ di massima efficienza, è stato possibile calcolare la potenza erogata ed il rendimento corrispondente a ciascun punto di funzionamento individuato secondo la logica precedentemente esposta.
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Le condizioni operative, determinate mediante il programma di simulazione, che corrispondono a tale strategia di ottimizzazione vengono riportate, per ciascun tipo di cilindro, in tabella 38.
Tabella 38. Condizioni operative corrispondenti ad una logica di massimizzazione del rendimento
254 cc 496 cc 858 cc 1004 cc ߶ IT n ߶ IT n ߶ IT n ߶ IT n 0,3 320 500 0,3 320 500 0,3 320 500 0,3 320 500 0,32 320 500 0,32 320 500 0,32 320 500 0,32 320 500 0,34 320 500 0,34 320 500 0,34 326 500 0,34 325 500 0,36 320 500 0,36 325 500 0,36 328 500 0,36 329 500 0,38 323 500 0,38 328 500 0,38 332 500 0,38 332 500 0,4 327 500 0,4 331 500 0,4 334 500 0,4 335 500 0,42 329 500 0,42 334 500 0,42 336 500 0,42 337 500 0,44 332 500 0,44 336 500 0,44 339 500 0,44 339 500 0,46 334 500 0,46 338 500 0,46 340 500 0,46 339 4633,77 0,48 336 500 0,48 340 500 0,46 340 4883,631 0,46 341 4633,77 0,5 338 500 0,5 342 500 0,48 342 4883,631 0,48 343 4633,77 0,52 339 500 0,5 342 5860,357 0,5 344 4883,631 0,5 344 4633,77 0,54 341 500 0,52 343 5860,357 0,52 346 4883,631 0,52 346 4633,77 0,56 343 500 0,54 345 5860,357 0,54 347 4883,631 0,54 347 4633,77 0,58 344 500 0,56 346 5860,357 0,56 348 4883,631 0,56 348 4633,77 0,58 344 7325,446 0,58 347 5860,357 0,58 349 4883,631 0,58 350 4633,77 0,6 345 7325,446 0,6 349 5860,357 0,6 351 4883,631 0,6 351 4633,77 0,62 346 7325,446 0,62 350 5860,357 0,62 351 4883,631 0,62 352 4633,77 0,64 347 7325,446 0,64 350 5860,357 0,64 352 4883,631 0,64 352 4633,77 0,66 348 7325,446 0,66 351 5860,357 0,66 353 4883,631 0,66 353 4633,77 0,68 349 7325,446 0,68 352 5860,357 0,68 354 4883,631 0,68 354 4633,77 0,7 350 7325,446 0,7 353 5860,357 0,7 354 4883,631 0,7 355 4633,77
Dall’anali delle condizioni operative risulta che, riducendo le dimensioni del cilindro, il rapporto di equivalenza di massimo rendimento aumenta. Ciò rispecchia la tendenza, tipica dei motori di piccole dimensioni, ad avere una fase di completamento della combustione molto lunga (Fig. 148).
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Figura 148. Esempi di rilasci termici specifici, a parità di condizioni operative (߶=0,5 ; IT=15°CA BTDC), per differenti dimensioni del cilindro
Osservando la figura 148 è possibile inoltre notare come il modello sviluppato consenta di apprezzare in modo chiaro gli effetti che le dimensioni del cilindro hanno sulla curva di rilascio termico:
· In un cilindro più piccolo la fiamma interagisce prima con le pareti. Questo comporta che la massima superficie di fiamma venga raggiunta in anticipo, implicando quindi una più lunga fase di completamento.
· Il valore di picco del rilascio termico aumenta all’aumentare delle dimensioni del cilindro in quanto, con esse, aumenta la massima estensione superficiale del fronte di fiamma.
Le prestazioni erogate dalle differenti configurazioni motoristiche in corrispondenza dei punti operativi individuati vengono riportate nelle tabelle 39 e 40.
Al fine di effettuare un confronto tra questi motori è possibile sovrapporre i loro grafici potenza-rendimento ottenuti dai dati appena esposti (Figure 149 e 150).
0 1000000 2000000 3000000 4000000 5000000 6000000 7000000 340 350 360 370 380 390 400 410 J/ °CA kg °CA 878cc 496cc 254cc 1004cc
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Tabella 39. Prestazioni erogate dai motori 850cc e 1000cc (nei vari frazionamenti)
858cc 254ccX4 496ccX2 1004cc Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] 0,64 18,23 0,32 7,91 0,51 12,64 0,84 20,21 1,03 27,56 0,7 16,15 1,02 24 1,24 28,27 1,15 29,32 1,07 23,54 1,24 27,57 1,37 29,83 1,24 30,19 1,25 26,3 1,36 28,86 1,47 30,44 1,29 30,52 1,37 27,52 1,45 29,56 1,54 30,67 1,36 30,68 1,46 28,27 1,53 29,96 1,61 30,8 1,42 30,75 1,55 28,81 1,6 30,19 1,67 30,83 1,47 30,76 1,62 29,16 1,67 30,33 1,74 30,83 1,52 30,76 1,69 29,41 1,73 30,4 13,88 30,83 12,88 30,76 1,75 29,58 1,78 30,43 14,33 30,81 13,28 30,74 1,81 29,69 1,83 30,43 14,77 30,78 13,65 30,7 1,87 29,77 18,8 30,43 15,18 30,74 14,01 30,65 1,92 29,81 19,31 30,42 15,58 30,69 14,35 30,61 1,97 29,83 19,79 30,39 15,96 30,64 14,68 30,56 2,01 29,83 20,26 30,35 16,32 30,59 14,99 30,5 26,07 29,83 20,69 30,31 16,67 30,53 15,28 30,43 26,63 29,82 21,1 30,25 17 30,47 15,57 30,37 27,15 29,8 21,49 30,19 17,31 30,4 15,83 30,3 27,64 29,76 21,86 30,13 17,6 30,34 16,08 30,23 28,1 29,72 22,21 30,06 17,88 30,27 16,31 30,15 28,53 29,67 22,53 29,99 18,14 30,2 16,53 30,08 28,92 29,61 22,83 29,91 18,38 30,11
Tabella 40. Prestazioni erogate dai motori 1700cc e 2000cc (nei vari frazionamenti)
858ccX2 254ccX8 496ccX4 1004ccX2 Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] 1,28 18,23 0,64 7,91 1,02 12,64 1,68 20,21 2,06 27,56 1,4 16,15 2,04 24 2,48 28,27 2,3 29,32 2,14 23,54 2,48 27,57 2,74 29,83 2,48 30,19 2,5 26,3 2,72 28,86 2,94 30,44 2,58 30,52 2,74 27,52 2,9 29,56 3,08 30,67 2,72 30,68 2,92 28,27 3,06 29,96 3,22 30,8 2,84 30,75 3,1 28,81 3,2 30,19 3,34 30,83 2,94 30,76 3,24 29,16 3,34 30,33 3,48 30,83 3,04 30,76 3,38 29,41 3,46 30,4 27,76 30,83 25,76 30,76 3,5 29,58 3,56 30,43 28,66 30,81 26,56 30,74 3,62 29,69 3,66 30,43 29,54 30,78 27,3 30,7 3,74 29,77 37,6 30,43 30,36 30,74 28,02 30,65 3,84 29,81 38,62 30,42 31,16 30,69
188 28,7 30,61 3,94 29,83 39,58 30,39 31,92 30,64 29,36 30,56 4,02 29,83 40,52 30,35 32,64 30,59 29,98 30,5 52,14 29,83 41,38 30,31 33,34 30,53 30,56 30,43 53,26 29,82 42,2 30,25 34 30,47 31,14 30,37 54,3 29,8 42,98 30,19 34,62 30,4 31,66 30,3 55,28 29,76 43,72 30,13 35,2 30,34 32,16 30,23 56,2 29,72 44,42 30,06 35,76 30,27 32,62 30,15 57,06 29,67 45,06 29,99 36,28 30,2 33,06 30,08 57,84 29,61 45,66 29,91 36,76 30,11
Figura 149. Curva carico-rendimento dei diversi sistemi analizzati (bassi carichi)
0 5 10 15 20 25 30 35 0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4 R e n d im e n to Carico [kW] 254ccX4 496ccX2 858cc 1004cc 254ccX8 496ccX4 858ccX2 1004ccX2
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Figura 150. Curva carico-rendimento dei diversi sistemi analizzati (alti carichi)
Dall’analisi delle ultime due figure è possibile notare come le dimensioni di ciascun cilindro e la cilindrata totale influiscano in maniera considerevole sulle prestazioni erogate da uno SI H2ICEs:
· Ai bassissimi carichi (P<4kW) i motori con cilindrata totale minore offrono le migliori prestazioni grazie alla loro capacità di operare, fin da subito, con rapporti di equivalenza vicini a quello di massimo rendimento.
· Ai carichi intermedi (4kW<P<12kW) i motori con cilindri di grandi dimensioni (858cc o, meglio ancora, 1004cc) offrono le migliori prestazioni. Essi, infatti, consentono di raggiungere valori dell’efficienza termica superiori anche di un punto percentuale a quelli dei motori con cilindri più piccoli.
· Ai carichi elevati (12kW<P<28kW) si assiste ad un graduale decadimento delle prestazioni dei motori con valori di cilindrata totale inferiori, fino al raggiungimento del loro punto di massima potenza. In questo intervallo anche il rendimento dei motori con cilindri di grandi dimensioni scende progressivamente al di sotto di quello di motori con cilindrata complessiva maggiore ma con cilindri più piccoli. 29,5 29,7 29,9 30,1 30,3 30,5 30,7 30,9 4 14 24 34 44 54 R e n d im e n to Carico [kW] 254ccX4 496ccX2 858cc 1004cc 254ccX8 496ccX4 858ccX2 1004ccX2
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· Ai massimi carichi (P>28kW) risulta evidente la maggiore elasticità dei motori con cilindri più piccoli: il motore 2000cc con 8 cilindri da 250cc riesce ad erogare una potenza pari ad 1,5 volte quella erogata da un motore di pari cilindrata totale con cilindri da 1000cc.
13.2. STUDIO SULLA FORMA DEL CILINDRO
Una volta individuati gli effetti derivanti da cambiamenti nella cilindrata totale ed unitaria, è stato condotto uno studio volto a determinare quali fossero le variazioni nelle prestazioni del motore conseguenti a modifiche alla forma del cilindro.
Un rapido esame della letteratura [50] consente di affermare che, a parità di volume, utilizzare un cilindro dal grande alesaggio (motore “superquadro”, C/D<1) consente di avere i seguenti vantaggi:
· Minor superficie laterale: con un alesaggio maggiore ed una minore corsa, la superficie di contatto tra pistone e cilindro risulta minore, permettendo così una minore dispersione d'energia per attrito.
· Minore velocità del pistone a parità di regime di rotazione del motore: ciò determina un minore consumo del pistone e del cilindro oppure permette di aumentare il valore del regime massimo.
· Miglior rendimento volumetrico: esso è dovuto al fatto che, nei motori a 4T, si possono adoperare valvole a fungo più grandi grazie alla maggiore superficie disponibile sulla testata.
· Minori vibrazioni: il pistone e la biella, essendo sottoposti ad una velocità minore (a parità di regime e motore), sviluppano una minore inerzia e creano meno vibrazioni.
Tuttavia, tale scelta, comporta anche determinati svantaggi:
· Minore tenuta delle fasce elastiche e degli anelli raschiaolio: a parità di forza sviluppata da questi elementi (determinata, principalmente, dal tipo di materiale e dalla forma), la pressione di tenuta è minore, a causa della maggiore superficie su cui tale forza viene distribuita.
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· Minor rendimento termico: esso è dovuto alla forma più allargata della camera di combustione che comporta, di fatto, una maggiore durata della combustione.
· Forze in gioco maggiori: a parità di cilindrata e di coppia motrice, un motore superquadro ha delle forze, che devono essere supportate dai primi organi rotanti del motore, di maggiore entità in fase di combustione ed espansione.
· Scampanamento maggiore: favorendo la larghezza del pistone rispetto all'altezza del mantello, si favorisce l'oscillazione del pistone in avanti e indietro accentuando questo fenomeno.
Da quanto detto appare evidente come, per ciascun tipo di motore, esista un rapporto corsa-diametro che costituisce il compromesso ottimale tra le diverse esigenze progettuali. In questa sezione del lavoro, quindi, si è cercato di determinare quale sia il valore ottimale di tale parametro per i motori a combustione interna alimentati ad idrogeno.
Al fine di isolare gli effetti del rapporto C/D, è stato necessario selezionare una configurazione motoristica di riferimento tra quelle analizzate nel precedente paragrafo. A tale scopo è stato scelto il motore 2000cc con 4 cilindri da 500cc. Questo motore, oltre ad essere la scelta più diffusa in letteratura, possiede una cilindrata unitaria intermedia tra quelle analizzate e, contemporaneamente, consente di raggiungere potenze sufficientemente grandi, tanto da poter essere utilizzato per più scopi.
Lo studio è stato svolto seguendo la stessa strategia illustrata nel paragrafo precedente ed analizzando tre differenti soluzioni: motore superquadro o “a corsa corta”(C/D= 0,9), motore quadro (C/D= 1) e motore sottoquadro o “a corsa lunga” (C/D= 1,1).
Le condizioni operative, individuate mediante il programma di simulazione e che corrispondono alla strategia di ottimizzazione adottata, vengono riportate per ciascuna forma del cilindro, in tabella 41.
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Tabella 41. Condizioni operative corrispondenti alla logica di massimizzazione del rendimento
C/D 0,9 C/D 1 C/D 1,1 ߶ IT [°CA BTDC] n ߶ IT [°CA BTDC] n ߶ IT [°CA BTDC] n 0,3 320 500 0,3 320 500 0,3 320 500 0,32 320 500 0,32 320 500 0,32 320 500 0,34 320 500 0,34 320 500 0,34 320 500 0,36 324 500 0,36 325 500 0,36 325 500 0,38 328 500 0,38 328 500 0,38 328 500 0,4 331 500 0,4 331 500 0,4 331 500 0,42 334 500 0,42 334 500 0,42 334 500 0,44 336 500 0,44 336 500 0,44 336 500 0,46 338 500 0,46 338 500 0,46 338 500 0,48 340 500 0,48 340 500 0,48 340 500 0,5 342 500 0,5 342 500 0,5 342 500 0,5 342 6409,465 0,5 342 5974,71 0,5 342 5606,886 0,52 344 6409,465 0,52 343 5974,71 0,52 343 5606,886 0,54 345 6409,465 0,54 345 5974,71 0,54 345 5606,886 0,56 346 6409,465 0,56 346 5974,71 0,56 346 5606,886 0,58 347 6409,465 0,58 347 5974,71 0,58 347 5606,886 0,6 349 6409,465 0,6 348 5974,71 0,6 348 5606,886 0,62 349 6409,465 0,62 349 5974,71 0,62 349 5606,886 0,64 351 6409,465 0,64 350 5974,71 0,64 350 5606,886 0,66 351 6409,465 0,66 351 5974,71 0,66 351 5606,886 0,68 352 6409,465 0,68 352 5974,71 0,68 352 5606,886 0,7 352 6409,465 0,7 353 5974,71 0,7 352 5606,886
Da una rapida analisi dei dati risulta evidente come, in accordo con quanto riportato in letteratura ed esposto in precedenza, il motore superquadro ha la capacità di lavorare a regimi maggiori (avendo, a parità di regimi, minori velocità medie del pistone).
Il modello sviluppato, fornendo le curve di rilascio termico previste (Fig. 151), consente di analizzare le differenze a livello di combustione tra i tre tipi di motori. Da una tale analisi emerge chiaramente come, in accordo con quanto riportato in letteratura, minori valori del rapporto corsa-diametro comportino una maggiore durata complessiva della combustione.
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Figura 151. Rilasci termici simulati per differenti valori del rapporto C/D - ߶=0,5 ed IT= 18°CA BTDC
Le prestazioni erogate dalle differenti configurazioni motoristiche in corrispondenza dei punti operativi individuati, calcolate con simulazioni eseguite mediante il modello messo a punto in questo lavoro, vengono riportate in tabella 42 e riassunte nelle figure 152 e 153.
Tabella 42. Prestazioni erogate dai motori 496cc con differenti rapporti C/D
C/D=0,9 C/D=1 C/D=1,1 Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] Potenza [kW] η [%] 0,97 12,08 1,01 12,52 1,05 12,92 1,99 23,47 2,04 23,89 2,08 24,25 2,43 27,24 2,47 27,5 2,49 27,74 2,68 28,59 2,7 28,8 2,73 28,99 2,87 29,35 2,89 29,52 2,92 29,67 3,03 29,79 3,05 29,93 3,08 30,04 3,17 30,06 3,2 30,16 3,22 30,25 3,3 30,22 3,33 30,3 3,34 30,38 3,42 30,31 3,44 30,38 3,46 30,44 3,54 30,35 3,56 30,41 3,57 30,46 3,64 30,37 3,66 30,42 3,68 30,46 41,03 30,37 38,31 30,42 36 30,46 42,15 30,36 39,36 30,41 36,98 30,44 43,23 30,34 40,35 30,38 37,9 30,41 44,25 30,31 41,29 30,35 38,78 30,37 45,2 30,27 42,18 30,3 39,61 30,32 46,11 30,22 43,02 30,25 40,4 30,27 46,97 30,17 43,82 30,19 41,15 30,21 47,77 30,1 44,57 30,13 41,85 30,14 48,54 30,04 45,27 30,06 42,51 30,07 49,25 29,97 45,93 29,99 43,12 30 49,91 29,9 46,54 29,9 43,7 29,92 0 10000 20000 30000 40000 50000 60000 70000 340 350 360 370 380 390 J/ °CA kg °CA C/D=0,9 C/D=1 C/D=1,03 C/D=1,1
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Figura 152. Curva carico-rendimento per morti con differenti valori del rapporto C/D (bassi carichi)
Figura 153. Curva carico-rendimento per morti con differenti valori del rapporto C/D (alti carichi)
10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4 R e n d im e n to [% ] Carico [kW] C/D=0,9 C/D=1 C/D=1,03 C/D=1,1 29,8 29,9 30 30,1 30,2 30,3 30,4 30,5 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36 38 40 42 44 46 48 50 R e n d im e n to [% ] Carico [kW] C/D=0,9 C/D=1 C/D=1,03 C/D=1,1
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Tali risultati indicano che:
· Ai bassi carichi (P<4kW), cambiamenti nella forma del cilindro non comportano variazioni di rilievo al rendimento del motore nella fase a sistema chiuso.
· Ai carichi intermedi (4kW<P<36kW), il motore “sottoquadro” esibisce rendimenti termici leggermente maggiori degli altri.
· Ai carichi elevati (P>36kW), il motore “superquadro” consente, grazie alla capacità di funzionare a regimi di rotazione maggiori, di incrementare il massimo valore di potenza erogata anche del 10% rispetto alle altre configurazioni.
Infine, le forze esercitate dal motore su biella e manovella crescono al diminuire del rapporto C/D (Tabella 43) in accordo con quanto riportato in letteratura. I motori “superquadri” infatti, pur mostrando minori valori della pressione massima a parità di condizioni operative, sono caratterizzati da una maggiore superficie di contatto tra gas e pistone.
Tabella 43. Forza agente sul pistone per differenti valori del rapporto C/D (߶=0,5; IT=18°CA BTDC; n=500rpm)
C/D pmax [MPa] A [m2] Fmax [N]
0,9 4,21 0,006206 26116 1 4,25 0,005785 24564 1,1 4,28 0,005429 23233
13.3. DISCUSSIONE
Dallo studio sugli effetti che la geometria del cilindro e la configurazione motoristica adottata esercitano sulle prestazioni di uno SI H2ICE emergono considerazioni particolarmente interessanti.
Alla fine della Heat Release Analysis, infatti, era stato osservato come, fissata la geometria del motore, esistano dei valori per il picco di rilascio termico istantaneo e per la sua collocazione angolare in grado di massimizzare l’efficienza del propulsore. Ora è possibile, avendo a disposizione le curve di rilascio termico per diverse configurazioni motoristiche, determinare come tali valori ottimali varino con la geometria del sistema.
Osservando le figure da 154 a 157 è possibile notare come i rilasci termici che garantiscono le prestazioni migliori (curve in blu) siano caratterizzati da valori del rilascio
196
termico istantaneo massimo (ymax, [J/°CA]) e della sua collocazione angolare (xmax, [°CA]) differenti al variare del motore adottato.
Figura 154. Rilasci termici nel motore 254cc
Figura 155. Rilasci temici nel motore 496cc
0 5 10 15 20 25 330 340 350 360 370 380 390 400 410 R il as cio t e rm ic o ist an tan e o [J/ °C A]
Angolo di manovella [°CA]
߶=0,56 IT=343 ߶=0,7 IT=350 ߶=0,42 IT=329 0 10 20 30 40 50 60 70 330 340 350 360 370 380 390 400 R il as cio t e rm ic o ist an tan e o [J/ °C A]
Angolo di manovella [°CA]
߶=0,48 IT=340 ߶=0,7 IT=353 ߶=0,42 IT=334
197
Figura 156. Rilasci termici nel motore 858cc
Figura 157. Rilasci termici nel motore 1004cc
0 20 40 60 80 100 120 140 160 330 340 350 360 370 380 R il ascio te rm ic o i stan tan e o [ J/ °CA]
Angolo di manovella [°CA]
߶=0,44 IT=339 ߶=0,7 IT=354 ߶=0,42 IT=336 0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 330 340 350 360 370 380 R il ascio te rm ic o i stan tan e o [ J/ °CA]
Angolo di manovella [°CA]
߶=0,42 IT=337 ߶=0,7 IT=355
198
Riportando su di un grafico il valore di picco del rilascio termico istantaneo nelle condizioni di massima efficienza in funzione della cilindrata, è possibile notare come le due grandezze siano legate da una legge pressoché lineare sulla quale cade, con un errore trascurabile, anche il punto che caratterizza il motore utilizzato sperimentalmente dal Prof. Verhelst (Fig. 158).
Figura 158. ymax ottimale in funzione della cilindrata
Andando invece ad osservare l’andamento dell’ymax al variare del rapporto C/D (Fig. 159), è possibile notare come, fissate le dimensioni del cilindro, sembra esistere una legge parabolica che lega le due grandezze ma che, tuttavia, anche una piccola variazione nella cilindrata unitaria (da 500cc a 600cc) comporta un notevole scostamento da tale andamento.
Ciò sembra indicare che il valore del massimo rilascio termico istantaneo (ymax), caratterizzante il processo di combustione in grado di fornire il massimo rendimento del motore, dipende principalmente dalle dimensioni del cilindro e solo in seconda istanza dalla sua forma.
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 0 200 400 600 800 1000 1200 R il ascio Ter m ic o Istan tan e o M assi m o [ J/ °CA] Cilindrata [cc]
199
Figura 159. ymax ottimale in funzione del rapporto C/D
Fissato poi il rapporto corsa-diametro, l’angolo di manovella a cui si verifica il picco di rilascio risulta posticipato all’aumentare della cilindrata (da 254cc a 1004cc), descrivendo una curva con andamento asintotico (Fig. 160). Inserendo in tale grafico il punto corrispondente al motore CFR utilizzato al banco è evidente come, però, il valore ottimale dell’xmax non possa essere legato esclusivamente alla cilindrata.
Figura 160. xmax ottimale in funzione della cilindrata
23,5 24 24,5 25 25,5 26 26,5 0,9 1 1,1 1,2 1,3 1,4 Ri las cio Ter m ico Istant ane o M as si m o [J /° CA] C/D
Valore ottimale per il motore del Prof-Verhelst Curva estrapolata dai risultati delle simulazioni Motore 496cc con C/D variabile - Simulazioni 350 355 360 365 370 375 0 200 400 600 800 1000 1200 x m ax [ °CA] Cilindrata [cc]
200
Infatti, correlando i valori ottimali dell’xmax al rapporto corsa-diametro, è possibile osservare come anche il comportamento del motore utilizzato al banco sembra prevedibile attraverso tale curva (Fig. 161).
Figura 161. xmax ottimale in funzione del rapporto corsa-diametro
Quindi è possibile concludere che:
· A parità di rapporto C/D, l’xmax che garantisce il massimo rendimento cresce con la cilindrata nell’intervallo 250-1000cc;
· Tuttavia, la variabile che incide di più sul valore ottimale di questo parametro sembra essere la forma del cilindro: a parità di dimensioni esiste una notevole differenza tra i valori ottimali dell’xmax di due cilindri con rapporti C/D differenti. Quanto detto, però, è fortemente influenzato dalle ipotesi alla base del modello messo a punto e, in modo particolare, da quelle riguardanti il processo di scambi termico con le pareti e l’effetto del regime di rotazione del motore. Dunque, seppure le osservazioni fatte possono risultare indicazioni utili per capire come il processo di combustione debba essere legato alla geometria del motore, queste necessitano di ulteriori approfondimenti sperimentali per la loro correzione e validazione.
356 358 360 362 364 366 368 370 372 374 0,9 1 1,1 1,2 1,3 1,4 Val o re o tt im al e d e ll 'an g o lo d i m an o v e ll a a cu i h a lu o g o il p ic co C/D Motore 496cc con C/D variabile - Simulazioni Valore ottimale per il motore del Prof-Verhelst Curva estrapolata dai risultati delle simulazioni
201
Passando poi all’analisi dei risultati ottenuti dallo studio sulle diverse geometrie motoristiche, è possibile osservare come non esista, in assoluto, una soluzione superiore alle altre ma, al contrario, ciascuna di esse mostri peculiarità proprie.
Tra le diverse opzioni studiate, i motori con cilindrate totali più piccole garantiscono rendimenti maggiori nel campo dei bassi carichi ma, purtroppo, consentono di raggiungere potenze massime limitate (<30kW). Al contrario, i motori 2000cc, raggiungono il regime di massimo rendimento solo per carichi superiori ai 3,5kW ma permettono di raggiungere potenze massime ben oltre i 30kW.
Per quanto riguarda il frazionamento, la soluzione che prevede pochi grandi cilindri piuttosto che tanti piccoli cilindri consente di lavorare con rendimenti maggiori sulla gran parte del campo di funzionamento ma, purtroppo, comporta valori di potenza massima drasticamente inferiori.
Infine, anche la forma del cilindro ha effetti di rilievo sulle prestazioni del motore: sebbene una configurazione “superquadra” consenta di aumentare il massimo valore di potenza erogabile, essa comporta minori rendimenti termici e, soprattutto, maggiori stress meccanici ai componenti del motore.
Da tali risultati emerge chiaramente che la scelta tra le possibili soluzioni non può essere effettuata a priori ma, piuttosto, deve essere guidata dalle particolari esigenze dettate dall’utilizzo a cui il motore è destinato. Se, infatti, lo scopo è quello di realizzare un motore in grado di erogare la massima potenza possibile, le soluzioni da scegliere saranno collocate al bordo del dominio di ciascuna variabile progettuale (massima cilindrata totale, cilindri con le minori dimensioni possibili, minimo valore del rapporto C/D) e, quindi, dominate da vincoli esterni. Se invece, come nel presente lavoro, l’obbiettivo è quello di individuare la configurazione ottimale da adottare in diverse tipologie di veicoli urbani, le soluzioni andranno determinate in base alle specifiche richieste al veicolo. Infatti, noto il minimo valore da garantire per la potenza di picco (che costituisce un vincolo da rispettare nella progettazione), sarà possibile individuare, grazie ai dati ottenuti dalle simulazioni, la configurazione motoristica ottimale secondo il criterio della massimizzazione del rendimento del motore nella fase a sistema chiuso.
A tal fine, ipotizzando che la potenza richiesta da un veicolo sia proporzionale alla sua massa e al cubo della sua velocità massima (ܲ ן ݉ݒ͵), è stato possibile condurre uno
202
studio su come, al variare delle specifiche (massa da trasportare, velocità massima), cambi quella che si dimostra essere la configurazione migliore.
L’analisi è stata condotta variando le prestazioni richieste al veicolo secondo le schema riportato in tabella 44. Queste prendono come caso di riferimento una Fiat “Panda” (m= 840kg, vmax= 150km/h, P= 40kW) mentre il secondo valore analizzato per la massa corrisponde a quello di un Fiat “Nuovo Doblò” (1340kg).
Tabella 44. Potenza richiesta al motore al variare del peso e della velocità massima del veicolo
caso m [kg] vmax [km/h] P [kW] 1 (Panda) 840 150 40 2 840 110 15,8 3 840 120 20,5 4 840 130 26 5 840 140 32,5 6 1340 110 25,2 7 1340 120 32,7 8 1340 130 41,5 9 1340 140 51,9 10 1340 150 63,8
In base alle potenze richieste è stato quindi possibile stabilire quale, tra le soluzioni analizzate in precedenza, fosse la più adatta per ciascuno di questi casi (Tabella 45).
Tabella 45. Soluzioni ottimali al variare delle specifiche richieste al veicolo
caso Soluzione ottimale
1 (Panda) 496cc x 4 (2000cc) 2 1004cc x 1 (1000cc) 3 1004cc X 2 (2000cc) 4 1004cc X 2 (2000cc) 5 1004cc X 2 (2000cc) 6 1004cc X 2 (2000cc) 7 1004cc X 2 (2000cc) 8 496cc X 4 (2000cc) 9 254cc X 8 (2000cc) 10 ND
Da tali risultati è possibile osservare come il motore tradizionalmente analizzato in letteratura (2000cc con quattro cilindri) risulti il migliore solo nel caso, comunque importante, in cui si impongano delle specifiche che sembrano abbastanza spinte per un veicolo urbano (velocità di 150km/h per una vettura cinque posti e di 130km/h per un veicolo commerciale).
203
Nella maggior parte degli altri casi (velocità da 120 a 140km/h per il veicolo da 840kg e da 110 a 120km/h per il veicolo da 1340kg) la configurazione ottimale risulta essere il 2000cc bicilindrico, grazie alla sua capacità di garantire i maggiori rendimenti.
Risulta poi evidente il contrasto tra la soluzione che prevede un unico cilindro da 1004cc e quella che prevede otto cilindri da 254cc: mentre la prima soluzione è adatta al veicolo più leggero con minore velocità di punta, l’ultima si rende necessaria per rispettare le specifiche richieste dal caso 9.
Infine, è possibile notare come le configurazioni considerate non siano in grado di soddisfare le specifiche del caso 10, rendendo necessario o un aumento di cilindrata complessiva o l’adozione di cilindri “superquadri” nel motore 2000cc a otto cilindri.
Tutto ciò consente di affermare che:
· Dietro la scelta, diffusa in letteratura, di focalizzarsi sul motore 2000cc a quattro cilindri risiede la volontà, non chiarita in precedenza, di ottenere prestazioni simili alle vetture oggi sul mercato. Tuttavia, sebbene tale scelta possa essere giustificata da propositi commerciali, non sembra essere conforme alla destinazione d’uso premessa (e apparentemente condivisa) per gli H2ICEs.
· Effettuando scelte differenti per le tre macrovariabili individuate (cilindrata totale, frazionamento e rapporto corsa-diametro), le caratteristiche del motore cambiano in maniera sostanziale. Ciò rende possibile, oltreché consigliabile, fissare a priori le prestazioni richieste al motore e poi, mediante l’utilizzo del modello messo a punto, individuare le soluzioni progettuali più adatte al loro raggiungimento.
Infine è importante sottolineare di nuovo come tutte le considerazioni esposte si basino sullo studio della sola fase a sistema chiuso del motore. È bene ricordare, tuttavia, che al fine di determinare la configurazione motoristica ottimale intervengono anche fattori esterni che, essenzialmente, fanno riferimento a due esigenze principali:
1. Fasare opportunamente il motore, il sistema di alimentazione ed il sistema di scarico.
204
14. CONCLUSIONI
L’analisi critica della letteratura ha messo in luce come le problematiche che tuttora caratterizzano i motori a combustione interna alimentati ad idrogeno siano sostanzialmente tre: elevata tendenza a combustioni anomale, scarsa densità di potenza, scarsa autonomia. Esse, pur se limitate attraverso diverse tecniche (ricorso all’LH2 o alla sovralimentazione), vengono riscontrate anche nei veicoli prodotti dalle diverse case automobilistiche. Tuttavia, sebbene questi problemi risultino evidenti tentando di realizzare un motore con prestazioni simili a quelli oggi sul mercato, possono rivelarsi marginali se ci si concentra sulla messa punto di veicoli destinati ad un utilizzo esclusivamente urbano.
Le strade seguite in letteratura per la risoluzione di queste problematiche hanno condotto alla messa a punto di sistemi di alimentazione del combustibile molto avanzati, in grado di agire su una vasta gamma di variabili operative (߶, IT, SOI,…). Tuttavia, le tecniche e le strategie sviluppate al fine di massimizzare la densità di potenza del propulsore sono generalmente caratterizzate da basse efficienze ed elevate pressioni di iniezione che, inevitabilmente, riducono l’autonomia del veicolo. L’unica soluzione che sembra possedere le potenzialità per superare questa dicotomia è il Sistema Orbital nella configurazione H2-aria che, però, non ha ancora trovato impiego sperimentale.
Il modello 0D sviluppato nella seconda parte del lavoro consente di simulare il funzionamento di H2ICEs geometricamente differenti in un vasto campo di condizioni operative (߶=0,3-0,7 ; IT=40-0°CA BTDC; CR=7-12) con una precisione più che soddisfacente. Lo studio condotto, mediante il modello stesso, sul legame tra prestazioni e geometria del motore ha messo in luce come dietro la scelta diffusa in letteratura di focalizzarsi sul motore 2000cc a quattro cilindri risieda la volontà, non chiarita in precedenza, di ottenere prestazioni simili alle vetture oggi sul mercato. Infatti, effettuando scelte differenti per le tre macrovariabili individuate (cilindrata totale, frazionamento e rapporto corsa-diametro), le caratteristiche del motore cambiano in maniera sostanziale rendendolo predisposto ad impieghi differenti.
Inoltre, è stato possibile individuare i principali effetti che la geometria ha sulle caratteristiche del motore:
ü La tendenza tipica dei motori di piccole dimensioni ad avere una fase di completamento della combustione molto lunga si ripercuote sul valore ottimale delle variabili operative: riducendo le dimensioni del cilindro (da 1004cc a 254cc),
205
il rapporto di equivalenza di massimo rendimento aumenta (passando da 0,46 a 0,58) e, a parità di ߶, l’IT ottimale deve essere anticipato (circa 5°CA).
ü Minori valori del rapporto corsa-diametro comportano, a parità di condizioni operative, una maggiore durata complessiva della combustione (passando, ad esempio, da 36°CA per C/D=1,1 a 42°CA per C/D= 0,9 nel caso di ߶=0,5 ed IT=18°CA BTDC).
Alla luce dei risultati ottenuti dalle simulazioni, è possibile tornare ad esaminare i sistemi di alimentazione proposti per i motori a combustione interna ad idrogeno effettuando un collegamento tra la configurazione strutturale del motore ed il sistema di introduzione del combustibile. Infatti è stato visto come, essenzialmente, i sistemi ad iniezione diretta (DI) consentissero di raggiungere elevate densità di potenza a discapito del rendimento termico del motore ai bassi carichi mentre, al contrario, la tecnica della Port Fuel Injection (PFI) fosse caratterizzata da elevate efficienze ma, a causa dei cattivi riempimenti, basse potenze. Risulta quindi logica l’idea che, al fine di aumentarne la densità di potenza, i motori con grandi cilindrate unitarie debbano essere accoppiati con tecniche di iniezione diretta del combustibile mentre, al fine di aumentarne il rendimento, i motori con cilindri più piccoli debbano essere alimentati mediante PFI. Tuttavia, il fatto che per ogni geometria esista una precisa condizione operativa a cui corrisponde il massimo rendimento del motore, suggerisce che, sebbene la PFI consenta di lavorare con rendimenti sufficientemente alti su un campo operativo molto vasto, l’iniezione diretta, grazie alla sua maggiore precisione nella dosatura e nelle tempistiche di introduzione del combustibile, potrebbe consentire di lavorare con maggiori efficienze nel caso di un veicolo funzionante a carico più o meno costante (es. tram) a patto che il dimensionamento del sistema di iniezione non venga tarato alle condizioni di massimo carico ma a quelle di massima efficienza.
Infine, alla luce delle ottime capacità predittive messe in mostra dal modello creato, questo è stato implementato in Matlab al fine da renderne più facile la fruizione. Il file.m creato viene riportato in Appendice B insieme alle principali caratteristiche del programma di simulazione.
