CAPITOLO 5 – Analisi Risultati

CAPITOLO 5 – Analisi risultati

In questo capitolo verranno analizzati i risultati ottenuti a seguito delle simulazioni CFD effettuate, in termini di potenza indicata, rendimento indicato, consumo specifico indicato (indicato nel seguito anche con ISFC- Indicated Specific Fuel Consumption) ed emissioni inquinanti. Più precisamente sono state considerate emissioni di idrocarburi incombusti (HC), ossidi di azoto (NOx) e monossido di carbonio (CO). Come anticipato nel capitolo 3 non è stato possibile eseguire previsioni sulle emissioni di particolato.

Verrà di seguito illustrata anche la metodologia utilizzata per l’analisi dei risultati.

5.1

Prestazioni motore

In Tabella 5.1 sono riportate le prestazioni del motore. I risultati sono stati ordinati in base all’ampiezza della fasatura della valvola di immissione, alla legge di iniezione e al rapporto di miscela (A/F) utilizzato.

Per l’ottenimento dei risultati sopra citati è stata seguita la metodologia riportata qui di seguito:

• tutte le prove sono state eseguite al regime costante di 2000 giri/min; • il combustibile utilizzato è l’N-eptano (C7H16);

• per ciascun caso si sono compiute due simulazioni CFD denominate rispettivamente “combustione” e “scarico”. Le simulazioni di tipo “combustione” riguardano le fasi di immissione della carica, combustione ed espansione, mentre le simulazioni di tipo “scarico” riguardano le fasi di scarico e ricompressione dei gas residui ;

• è stata considerata una fasatura della valvola di scarico uguale per tutti i casi, con apertura della valvola a 5° PPMI e ampiezza di fase 111°.

Nel seguito, per distinguere i vari casi, si utilizzerà una denominazione del tipo: ALFA 24 – CAM 40 – SQUARE INJ, dove si indica con “ALFA” il rapporto di miscela, con “CAM” l’ampiezza della fasatura in gradi e con “SQUARE INJ” o “LIN INJ” le leggi di iniezione, rispettivamente rettangolare e lineare.

5.1.2 Potenza indicata

La potenza indicata del motore è stata calcolata come somma algebrica tra la potenza erogata dal cilindro combustore e quella assorbita dal compressore.

Tabella 5.1 - Prestazioni

Il compressore esterno è stato modellato con una trasformazione adiabatica, supponendo il suo rendimento indicato pari al 90%. Il lavoro indicato assorbito dal compressore durante la trasformazione risulta: , 1 ,

1

1

1

m

RT

L

k

ρ

η

=

₋

−

i

con

287, 05 /( * ) : costante dei gas : massa di aria elaborata dal compressore 303,5 : temperatura inizio trasformazione 1.4 : esponente trasformazione adiabatica

/ 70 : rappo in aria finale iniziale R J kg K m T K k p p

ρ

η

Per calcolare la massa d’aria è stata valutata con il software AVL Fire la frazione massica di O2 che entra nel cilindro durante la fase di immissione. Note la concentrazione dell’ossigeno

molecolare nell’aria e la massa totale entrata nel cilindro, è possibile calcolare la massa d’aria entrata per ciascun ciclo. Tale massa d’aria è la stessa che deve essere elaborata dal compressore esterno. Calcolato il lavoro indicato è dunque possibile ottenere la potenza indicata per ciascun caso considerato:

, ,

₆₀

i compr i comp

n

P

=

L

_i

con

2000 / min : velocità di rotazione motore

n= giri

Per il calcolo del lavoro indicato erogato dal combustore invece è stato tracciato il diagramma pressione - volume per l’intero ciclo di funzionamento del motore per ciascun caso (Figura 5.1). Il lavoro indicato è stato calcolato tramite le relazioni (4.3) e (4.4).

( ) 1 1 ,

(

) (

)

2

p

p

V

V

L

=

+

i

−

L

L

=

_

_∫

_∑

Analogamente a quanto visto per il compressore la potenza indicata sarà data da:

, ,

₆₀

i comb i comb

n

Figura 5.1 – Diagramma p-v

Pertanto la potenza indicata risulta:

,

, i compr

i comb

P

=

P

P

In Figura 5.1 è riportato a titolo di esempio il diagramma pressione-volume per il caso ALFA 24-CAM 40- SQUARE INJ.

In Figura 5.2 è riportato invece l’andamento di potenza e pressione media indicata (pmi) in

funzione del rapporto di miscela per tutti i casi analizzati. La pressione media indicata è definita dalla relazione (4.7)

=

p

L

Pmi

V

=

La potenza erogata dal combustore aumenta all’aumentare del calore introdotto per ciclo e quindi all’aumentare del combustibile iniettato. E’ stato osservato che, a parità di combustibile fornito, la potenza indicata decresce all’aumentare del rapporto di miscela. Infatti la potenza assorbita dal compressore è direttamente proporzionale alla portata d’aria che esso elabora, pertanto è maggiore per rapporti di miscela più alti. Inoltre si osserva che i casi con fasatura più ampia erogano, a parità di rapporto di miscela, una potenza indicata maggiore. Ciò avviene perché, in questi casi, la massa d’aria che entra nel combustore per ciascun ciclo è maggiore e, di conseguenza è maggiore la quantità di combustibile iniettato. Il calore introdotto per ciclo risulta dunque maggiore, pertanto il lavoro raccolto durante le fasi di combustione e, soprattutto, di espansione, è maggiore. Risulta inoltre maggiore anche il lavoro di pulsione compiuto dall’aria aspirata sullo stantuffo.

Le considerazioni effettuate per la potenza, sono valide anche per la pmi, dato che, a regime

costante, queste due grandezze sono direttamente proporzionali.

5.1.2 Rendimento indicato

Il calcolo del rendimento indicato è stato eseguito valutando il rapporto tra il lavoro erogato e il calore introdotto (4.8)

, , i i f i comp i comb

m H

L

L

η

=

+

:rendimento indicato del motore : massa di combustibile iniettato

42, 7 / : potere calorifico inferiore del combustibile

i f m Hi MJ kg

η

Per i casi in esame è stato osservato che i valori più alti di rendimento indicato si hanno quando si inietta una quantità di combustibile di circa 20 mg/ciclo. Ovviamente questo comporta dei rapporti di miscela diversi per le due fasature. I valori più alti di rendimento indicato calcolati (Tabella 5.1) risultano superiori al 40%, con un massimo di 45% per la fasatura di 46° e di 43% per quella di 40°.

Tuttavia il rendimento indicato ha un andamento più continuo al variare del rapporto di miscela per i casi a fasatura più stretta.

Come visto in precedenza riguardo alla potenza, anche in questo caso si può affermare che i casi con legge di iniezione lineare sono vantaggiosi rispetto a quelli con iniezione rettangolare, dato che, nella maggior parte dei casi, fanno registrare valori di rendimento indicato maggiore.

5.3.3 Consumo specifico indicato (ISFC)

Il consumo specifico di combustibile è la portata di combustibile per l’unità di potenza ed è un indice di quanto efficientemente un motore utilizza il combustibile fornitogli per produrre lavoro [riferimento Heywood].

Nel caso in esame, trattando di grandezze indicate, si parla di consumo specifico indicato, calcolato come in (4.9).

60

m

n

ISFC

P

=

i

Per definizione il consumo specifico indicato è inversamente proporzionale al rendimento indicato, pertanto per l’analisi del suo andamento al variare dei parametri presi in considerazione (Figura 5.4), valgono le stesse considerazioni viste al paragrafo precedente.

5.2

Curve di pressione

Nel capitolo 2 è stato illustrato che una delle caratteristiche principali della soluzione analizzata è di riuscire a controllare la combustione grazie all’immissione graduale di una carica omogenea precompressa durante la fase di combustione. E’ stato ipotizzato che, la

pressione nel cilindro rimanga costante durante la combustione, dato che l’aumento di pressione generato dalla combustione viene compensato dalla discesa dello stantuffo. Tale ipotesi è stata confermata dai risultati ottenuti (Figura 5.5).

E’ stato osservato che la pressione si mantiene mediamente costante durante la fase di compressione, con valore medio di circa 7 MPa, equivalente alla pressione a valle del compressore esterno. In Figura 5.5 si osserva inoltre che l’andamento della combustione si mantiene mediamente costante al variare del carico, della legge di iniezione e della fasatura della valvola di immissione.

La soluzione proposta, dunque, realizza una fase di combustione a pressione mediamente costante, avvicinandosi al ciclo Diesel ideale, il quale consente di ottenere il massimo rendimento a parità di pressione massima raggiunta. In questo modo si eliminano gli elevati gradienti di pressione caratteristici della combustione HCCI tradizionale contribuendo in maniera significativa alla silenziosità e alla dolcezza di funzionamento del motore. In queste condizioni si può pensare di estendere il campo di funzionamento della combustione HCPC a pressioni medie effettive elevate, anche grazie al fatto che, rispetto alle applicazioni HCCI tradizionali, è possibile limitare (al limite eliminare) la quantità di EGR presente nel cilindro.

5.3

Emissioni inquinanti

Tabella 5.2 – Emissioni inquinanti

In Tabella 5.2 sono riportate le emissioni inquinanti calcolate durante le simulazioni effettuate. I dati riportati, indicati in grammi al chilogrammo di combustibile (g/kgf), sono relativi ad idrocarburi incombusti (HC), ossidi di azoto (NOx) e monossido di carbonio (CO). Il calcolo delle emissioni è stato effettuato a partire dalle frazioni massiche delle singole specie chimiche definite nella libreria CHEMKIN che è stata accoppiata al solutore AVL Fire (capitolo 3). In Figura 5.6 è riportato per un particolare caso un esempio di come è stato condotto il calcolo. Nella colonna di sinistra sono riportati i valori delle frazioni massiche (Mass Fraction, M.F.) assunti dalle varie specie chimiche definite al PMI. I valori degli idrocarburi (in rosso) vengono sommati per ottenere la voce “Total Mass Fraction HC”, e quelli di NO e NO2 (in blu) per ottenere “Total Mass Fraction NOx”. La frazione massica del

Ottenute le frazioni massicce totali per ciascuna tipologia di emissione inquinante, tramite le (4.10), è possibile ottenere i valori di HC, NOx e CO espressi in grammi al chilogrammo di

combustibile.

ALFA 17 – CAM 46- LIN INJ

Figura 5.6 – Calcolo emissioni

PMI FILM HC VAPOUR PMI CO VAPOUR PMI NOx VAPOUR

m

m

HC

m

m

CO

m

m

NOx

m

µ

µ

µ

+

=

=

=

i

i

i

con

XX

µ

m : Massa totale presente nel cilindro al termine della simulazione “combustione” (PMI).

FILM

m :”Total film mass in system”. Questa grandezza viene fornita dal solutore CFD e rappresenta la massa di combustibile che si deposita sulle pareti del cilindro, sotto forma di una sottile pellicola liquida. Questo valore è indice dell’impingement e pertanto influenza la formazione degli HC.

VAPOUR

m :”Total mass of vapour evolved”. Anche questa grandezza viene fornita dal solutore CFD e rappresenta la massa di combustibile che partecipa alla combustione.

Nelle figure seguenti è mostrato l’andamento delle emissioni considerate in funzione dei parametri analizzati.

5.3.3 Idrocarburi incombusti (HC)

I valori di idrocarburi incombusti calcolati, non sono in assoluto molto bassi, ma sono promettenti nell’ottica di uno sviluppo futuro del lavoro. La produzione di HC tende a diminuire per rapporti di miscela più alti (Figura 5.7), anche se, al contrario di quello che verrà detto per NOx e CO, non è evidenziato un andamento definito al variare di questo

parametro.

Figura 5.8 - Temperature

Lavorando su turbolenza e strategia di iniezione dovrebbe essere possibile, viste anche le alte temperature di combustione, ridurre le emissioni di HC.

5.3.3 Ossidi di azoto (NO

)

La formazione degli NOx in un motore è principalmente dipendente da due fattori: alti picchi

locali di temperatura durante la combustione, e disponibilità di ossigeno libero che si lega con l’azoto presente nell’aria. Le temperature medie e di picco durante la combustione sono riportate in Figura 5.9, per i due casi, che, con legge di iniezione rettangolare, danno luogo alle emissioni più alte e più basse di ossidi di azoto. Il caso ALFA 17 – CAM 40 – LIN INJ, con 22 g di ossidi di azoto prodotti per kg di combustibile (g/kgf), e il caso ALFA 42 – CAM 46 LIN INJ con 56 g per kg di combustibile.

E’ osservabile una differenza tra le temperature di picco per i due casi, ma non tale da giustificare tale variazione di NOx prodotti. La ragione della maggiore quantità di ossidi di

azoto prodotti è piuttosto la quantità disponibile di ossigeno. Nei casi con rapporto di miscela più alto infatti la pressione parziale dell’ossigeno è maggiore, e ciò fa aumentare le emissioni di NOx, come confermato dall’andamento riportato in Figura 5.8. Una possibile soluzione a

all’aria, riducono la pressione parziale dell’ossigeno e inoltre abbassano i picchi locali di temperatura.

5.3.3 Monossido di carbonio (CO)

La produzione di monodossido di carbonio, contrariamente a quella di NOx, è tanto maggiore quanto minore è l’ossigeno disponibile all’interno del cilindro. Il monossido di carbonio subisce infatti una reazione di ossidazione che comporta la produzione di anidride carbonica la quale è pertanto un indice della completezza della combustione (relazione 4.12).

In Figura 5.10 si osserva che tra i casi con rapporto di miscela più basso e quelli con rapporto di miscela più alto c’è una differenza di più di un ordine di grandezza nella produzione di CO. Ciò avviene perché nei casi con rapporto di miscela minore la combustione è localmente ricca, quindi il CO non trova ossigeno disponibile per completare la propria ossidazione. I casi con rapporto di miscela più alto hanno invece un eccesso d’aria maggiore, quindi l’ossigeno libero all’interno del cilindro è sufficiente per l’ossidazione completa del combustibile. Per ridurre la produzione di CO anche nei casi con rapporto di miscela minore è necessario migliorare l’omogeneità della carica presente in camera, in modo da evitare zone localmente ricche di combustibile.

Figura 5.9 – Ossidi di azoto

2 2

5.4

Temperature

I risultati ottenuti tramite il solutore AVL Fire, possono essere post-processati con il programma AVL Impress, che consente la visualizzazione sia di risultati bidimensionali che tridimensionali. In particolare AVL Impress permette di visualizzare mappe dell’andamento di varie grandezze in funzione dell’angolo di manovella.

Sono stati scelti per questa analisi due casi:

• ALFA 35 – CAM 46 – LIN INJ: è il caso a massimo rendimento indicato (45%), e rappresenta inoltre il caso a massima potenza indicata tra i quattro in cui sono stati iniettati 20mg di combustibile (Tabella 5.3)

• ALFA 24 – CAM 40: sono stati analizzati entrambi i casi con fasatura 40° e 22mg di combustibile iniettato, in modo da poter effettuare un confronto tra le due leggi di iniezione

In Figura 5.11 sono riportate sei immagini nelle quali sono riportate mappe di temperatura interna al cilindro in 6 diversi angoli di manovella per il caso ALFA 35 - CAM 46 – LIN INJ. Si nota che 4° prima del punto morto superiore le temperature nel condotto di aspirazione e nel cilindro sono uniformi, pari alle condizioni iniziali Pochi gradi dopo il PMS (Figura 5.11.B) parte un primo nucleo di combustione, che dal centro della camera di combustione, si propaga verso la valvola di immissione. Ha origine pertanto una zona di combustione anche all’esterno del cilindro, nella parte finale del condotto di aspirazione (Figura 5.13.C e D), combustione che prosegue per alcuni angoli di manovella. Questo fenomeno è dovuto alla strategia di iniezione adottata, ma può essere evitato modificando il profilo di iniezione, ad esempio riducendo la portata di combustibile iniettato nella fase centrale, quando la combustione si sposta verso la valvola. In questo modo è possibile limitare gli scambi termici con le pareti.

ALFA 35 - CAM 46 – LIN INJ

A - 4° PPMS B - 6° DPMS

C - 18° DPMS D - 24° DPMS

E - 30° DPMS F - 40° DPMS

Nella Figura 5.11.D è possibile osservare come la combustione HCPC sia più simile ad una combustione progressiva che non ad una combustione HCCI tradizionale.

Nelle figure 5.11.E-F infine è riportata la parte conclusiva della combustione. La figura E differisce dalle altre perché, essendo in questo caso la valvola di immissione chiusa, da 38° DPMS in poi è stata utilizzata una griglia di calcolo rappresentante solo il cilindro.

Nelle figure 5.12 e 5.13 è riportato il caso ALFA 24 – CAM 40, per entrambe le leggi di iniezione. Viene mostrata una sezione assiale, passante per l’asse della valvola, in cui oltre alla temperatura è riportato anche il cono di iniezione. In questo modo è possibile visualizzare le differenze tra le due leggi di iniezione e la presenza di combustione nella zona della valvola.

La combustione nel caso SQUARE risulta anticipata rispetto a quella nel caso LIN come è possibile osservare nelle immagini successive delle figure 5.12 e 5.13, e comporta una presenza più marcata di combustione esterna al cilindro.

Infine nelle immagini in Figura 5.13.F si osserva che il caso con legge di iniezione rettangolare determina una distribuzione di temperature più uniforme, rispetto a quello con legge di iniezione lineare.

ALFA 24 – CAM 40 A - 4° PPMS

LIN INJ SQUARE INJ B – 4° DPMS

LIN INJ SQUARE INJ C - 10°DPMS

LIN INJ SQUARE INJ

D - 14° DPMS

LIN INJ SQUARE INJ E – 20° DPMS

LIN INJ SQUARE INJ F – 40° DPMS

LIN INJ SQUARE INJ

5.5

Velocità

Un aspetto critico della soluzione proposta sono le perdite di carico che il fluido subisce nella fase di immissione della carica. E’ stato visualizzato l’andamento delle velocità su un piano assiale passante per l’asse della valvola di immissione. Si ricorda che la valvola di immissione non è di tipo convenzionale, essendo dotata di una tenuta cilindrica secondaria, oltre alla tenuta principale di forma troncoconica (capitolo 2). In Figura 5.14 è evidenziata la tenuta cilindrica sulla valvola e sulla sua sede, presenti nella griglia di calcolo.

Nelle Figure 5.15 è riportato l’andamento delle velocità per il caso ALFA – 45 – CAM – 40 – LIN INJ.

Come prevedibile le velocità più alte si rilevano nella fase di apertura e di chiusura della valvola. I valori assoluti di velocità calcolati non sono comunque troppo alti, nell’ordine dei 250 m/s, pertanto non si raggiungono condizioni di efflusso sonico. Valori equivalenti sono stati osservati per gli altri casi.

ALFA 45 – CAM 40 - LIN INJ

ALFA 45 – CAM 40 - LIN INJ

ALFA 45 – CAM 40 - LIN INJ

5.6

Validazione

Ad oggi, non è stata ancora effettuata la prevista fase di validazione sperimentale della soluzione proposta. Sono state comunque prese a riferimento validazioni disponibili in letteratura dei modelli di calcolo utilizzati per le simulazioni CFD.

L’accoppiamento della libreria CHEMKIN e del meccanismo di reazione “n-heptane ERC mechanism” è stato ampiamente impiegato per combustioni Diesel (capitolo 3). In Figura 5.16 è riportato un confronto dei valori di pressione calcolati con CHEMKIN, rispetto a quelli calcolati con altri due modelli di combustione [48] disponibili all’interno del software AVL Fire, l’ECFM-3z e il Characteristic Timescale Model (CTM). I tre modelli sono stati applicati ad uno stesso caso HCPC.

Si osserva in particolare che le curve calcolate dal CHEMKIN e dal modello ECFM-3Z sono praticamente identiche.

Anche per quanto riguarda le emissioni inquinanti (Tabella 5.4) si osserva un riscontro tra i risultati CHEMKIN e quelli ECFM-3Z, mentre il modello CTM, pur confermando l’andamento degli HC, risulta meno coerente. L’accoppiamento di AVL Fire con la libreria CHEMKIN sembra comunque essere il più accurato e affidabile, anche se i tempi di calcolo risultano superiori quasi di un ordine di grandezza rispetto agli altri due modelli.