sezione di motore due tempi con indicate le varie pressioni operative: p

25 Introduzione

Il motore due tempi è caratterizzato dal fatto di compiere l'intero ciclo termodinamico in due sole corse del pistone seguendo dunque un solo giro di manovella. L'operazione inerente il ricambio dei fluido di lavoro, detta fase di lavaggio, avviene quando il pistone viene a trovarsi al punto morto inferiore e viene svolta da un organo esterno denominato pompa di lavaggio, mentre nei motori a quattro tempi è svolta dal gruppo cilindro-pistone. Una conseguenza importante, che deriva dall'idea del motore due tempi, consiste quindi nell'uguaglianza tra la frequenza del manovellismo e la frequenza del ciclo di lavoro, consentendo così di ricavare delle luci attraverso il cilindro che verranno controllate direttamente dal pistone durante il moto. L'uso delle luci, che realizza anche una maggior semplicità costruttiva, permette il ricambio dei gas combusti con i gas freschi, ma esistono tipologie di motori due tempi che effettuano la sostituzione mediante valvole a fungo . I motori due tempi coprono un ampio campo di lavoro, spaziando dalle piccole potenze, circa 20W, necessarie ad applicazioni quali quelle delle piccole macchine agricole, fino a potenze molto più elevate, come nel caso del trasporto navale, in cui si arriva a generare anche 20MW attraverso motori Diesel due tempi.

sezione di motore due tempi con indicate le varie pressioni operative: p

è la pressione del cilindro, p

è la pressione dello scarico

e p

è la pressione di lavaggio

26 Principi di funzionamento

Il funzionamento di un motore così articolato permette di mantenere inalterate le fasi di compressione, combustione e di espansione rispetto al motore quattro tempi. La sostituzione del fluido in un motore due tempi avviene quando il pistone, appena subito dopo la combustione, comincia a muoversi dal punto morto superiore verso il punto morto inferiore spinto dall'azione dei gas combusti, e, dopo aver percorso un certo spazio, scopre la luce di scarico permettendo così ai gas combusti di riversarsi nel collettore di scarico che si trova ad una pressione minore rispetto alla pressione che si trova nel cilindro. In tal modo si origina la fase di scarico spontaneo, che permettendo di abbassare la pressione del cilindro fino ad un valore molto prossimo alla pressione esercitata dalla pompa di lavaggio, consente l'evacuazione dei gas di scarico. Intanto il pistone continuando a scendere, scopre sempre di più la sezione della luce di scarico consentendo alla fase di scarico spontaneo di proseguire fino a quando la pressione del cilindro non diventa uguale alla pressione del collettore di scarico; tuttavia, sfruttando opportunamente alcuni effetti gasdinamici quali la riflessione delle onde di pressione, si riesce ad allungare tale fase favorendo l'estrazione dei gas combusti. Quando poi il pistone scopre anche la luce di lavaggio e la pressione del cilindro scende sotto al valore della pressione di lavaggio i gas freschi cominciano ad entrare nel cilindro forzando i gas combusti ad uscirne: lo ingresso dei gas freschi prosegue fino a quando la pressione della pompa è maggiore della pressione all'interno del cilindro e la luce di lavaggio resta aperta.

Successivamente il pistone arriva al punto morto inferiore, inverte la corsa e sale nuovamente

verso il punto morto superiore chiudendo completamente prima le luci di lavaggio e poi quelle di

scarico. Il fattore cruciale che si verifica nel processo, è costituito dall'angolo di lavaggio definito

come l'angolo di manovella durante il quale si verifica la completa apertura delle luci di lavaggio e

della luce di scarico: durante tale angolo i gas freschi, in ingresso al cilindro, spingono come uno

stantuffo i gas combusti che, facilitati dall'inerzia acquisita e dalle interazioni gasdinamiche,

escono riversandosi nel collettore di scarico. Il principio di funzionamento illustrato comporta

quindi il rispetto di determinate fasature: infatti la luce di scarico deve essere la prima luce ad

aprirsi per permettere l'espulsione dei gas combusti e, per tale ragione, è dotata di un anticipo di

apertura intorno a 60° o 80° rispetto al punto morto inferiore. Il processo di lavaggio di un motore

due tempi è meno soddisfacente rispetto al quattro tempi perché la sostituzione dei gas è affidata

alle interazione fluidodinamiche e non all'azione del pistone e delle valvole. Il lavaggio ideale

pertanto sarà caratterizzato dalla completa espulsione dei gas combusti e dalla totale assenza di

fuoriuscite di gas freschi nei condotti di scarico, mentre la condizione peggiore si verificherà

quando i gas freschi appena entrati nel cilindro, ne escono subito dalla luce di scarico originando

così il tipico fenomeno del corto-circuito, ed evitando quindi di spingere i gas combusti nello

scarico. Costituiscono uno svantaggio non solo le possibili fughe ma anche le interazioni termiche

ed i miscelamenti tra i gas combusti con quelli freschi comportando una riduzione di energia

interna della miscela gassosa aspirata. Il processo di lavaggio di un motore reale risulta

caratterizzato da fenomeni di miscelamento tra le varie correnti gassose e da problemi di corto

circuito allo scarico, con espulsione di buona parte dei gas combusti. Nel tempo sono stati

sviluppati due maniere di effettuare il lavaggio nel cilindro:

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• lavaggio unidirezionale;

• lavaggio a correnti riflesse.

Il lavaggio unidirezionale permette di sfruttare una corrente gassosa che non inverte la propria direzione del moto; l'altra soluzione, invece, prevede di cambiare la direzione del moto del fluido fresco inviato tramite la pompa di lavaggio, attraverso fenomeni fluidodinamici. La realizzazione di una condizione o dell'altra viene a quindi a dipendere dalla geometria dell'insieme pistone- luci- testata. La soluzione a lavaggio unidirezionale comporta la realizzazione di testate dotate di valvole, dunque più complicate e costose, ma fornisce un processo caratterizzato da buone prestazioni; al contrario il lavaggio a correnti riflesse richiede solamente la presenza di luci ricavate nelle pareti del cilindro, ma permette una soluzione costruttiva più semplice.

L'introduzione di luci consente inoltre di ottenere anche altri moti della corrente in ingresso al cilindro realizzando altre forme di lavaggio quale il lavaggio trasversale, il lavaggio a correnti riflesse, il lavaggio controcorrente, il lavaggio tangenziale ed il lavaggio a correnti intrecciate. I motori Diesel due tempi lenti permettono di realizzare tali tipologie di lavaggio a causa delle elevate dimensioni che permettono qualità di finitura superiori.

soluzioni di lavaggio unidirezionale

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soluzioni di lavaggio tipiche dei motori Diesel due tempi: in ordine da sinistra verso destra sono rappresentati i lavaggi trasversali, controcorrente, tangenziale ed a correnti intrecciate.

I motori due tempi veloci a ciclo Otto, utilizzati nella maggior parte dei casi in ambito motociclistico, impiegano gli stessi principi fisici adottati sulle altre tipologie di motore due tempi, ma ,a causa delle ridotte dimensioni, non permettono una grande qualità delle finiture. Lo sviluppo negli anni ha orientato, in un primo tempo, la costruzione dei due tempi Otto verso l'adozione di un lavaggio a correnti trasversali facilitato dalla presenza di un deflettore sulla testa del pistone: tale soluzione è stata poi abbandonata in quanto lo stantuffo risulta sbilanciato e più pesante. La progettazione si è allora indirizzata verso l'uso di una geometria composta da due luci di lavaggio in modo tale da ottenere un buon ricambio dei gas mediante un lavaggio tangenziale, cosicché si formi un fronte compatto tale da spingere i gas combusti nello scarico evitandone anche il miscelamento con i gas freschi. Infine l'aggiunta di una terza luce di lavaggio permette di spostare il fronte gassoso verso l'asse del cilindro limitando così le perdite di corto circuito.

Solitamente l'aumento del numero delle luci permette di migliorare il processo di lavaggio

aumentando i gradi di libertà disponibili per ottenere una desiderata corrente gassosa; la

contropartita è rappresentata dall'indebolimento delle pareti del cilindro da cui deve essere

asportato materiale per creare le luci sacrificando così anche parte della corsa di espansione.

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esempi di motori due tempi veloci a ciclo Otto: da sinistra verso destra sono rappresentati rispettivamente i lavaggi trasversali, tangenziali a due luci e tangenziali a tre luci

Pompe di lavaggio

I motori due tempi impiegano come pompe di lavaggio diverse soluzioni tecniche.

Solitamente, nei motori destinati alla trazione in cui il numero di giri è variabile, si usano compressori volumetrici quali i modelli Roots, i compressori alternativi a stantuffo oppure la soluzione a carter pompa, che permettono di fornire una massa d'aria a ciclo indipendente dal regime di rotazione. Nelle applicazioni in cui il carico è costante, quale l'accoppiamento ad un generatore elettrico, o si riduce al variare del numero di giri come nel caso di un motore accoppiato ad un'elica, si preferisce impiegare un compressore centrifugo perché la pressione di lavaggio varia con il numero di giri al quadrato e la portata è pesantemente condizionata dal regime di rotazione del motore. La soluzione a carter pompa permette di racchiudere la pompa di lavaggio direttamente nel sistema cilindro-pistone, poiché l'introduzione dei gas freschi è controllata dal pistone attraverso l'introduzione di una terza luce di lavaggio.

Dettagli costruttivi di un motore due tempi

L'aspetto fondamentale del funzionamento di un motore due tempi risiede nel processo di sostituzione dei gas combusti con i gas freschi che determina la qualità di riempimento del motore. I parametri su cui è necessario operare la fine di ottenere un buon riempimento sono:

• l'area geometrica delle luci;

• la minimizzazione delle perdite fluidodinamiche nei condotti

• fasatura.

Il progetto delle luci di lavaggio si basa su determinati rapporti che coinvolgono le grandezze

tipiche di un motore quali le quantità corsa/alesaggio, area luci/sezione del cilindro e area luci

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lavaggio/area luci scarico. Tali rapporti consentono di massimizzare il riempimento del motore assicurando nello stesso tempo una buona funzionalità meccanica e resistenza strutturale. In generale le dimensioni geometriche delle diverse parti di un motore due tempi derivano quindi da un dimensionamento eseguito tramite opportuni coefficienti che evitano così di incorrere in problemi strutturali o di fasatura del motore. Durante la progettazione è necessario curare il disegno dei condotti tenendo conto della progressiva variazione di area dovuta al moto del pistone, utilizzando per esempio raggi di raccordo opportuni che, determinando la qualità del getto, permettono di ottenere correnti di lavaggio favorevoli. In letteratura esistono comunque relazioni e grafici che forniscono informazioni riguardo l'inclinazione del getto in funzione della frazione di area di luce aperta oppure che indicano qualitativamente quale sarà il comportamento del getto alle grandi e piccole alzate del pistone. Per rendere efficace il motore è importante assicurare poi un buon riempimento su un ampio intervallo del regime di rotazione; ciò può essere eseguito dimensionando opportunamente il condotto di scarico, per evitare così la fuoriuscita di carica fresca dato che la luce di scarico si chiude per ultima nella fase di compressione, e adottando eventualmente fasature variabili attraverso l'uso di valvole di parzializzazione che variano l'area della luce di scarico.

esempi di pompe di lavaggio adottate in motori due tempi: a)pompa alternativa adottata in motori Diesel di grandi dimensioni

b)carter-pompa adatta a piccoli motori Otto c) compressore Roots per Diesel di media potenza d) compressore centrifugo

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funzionamento del carter-pompa funzionamento completo di un motore a due tempi

Problematiche dei motori a due tempi

Considerando il funzionamento un motore a due tempi destinato ad impieghi motociclistici

caratterizzato quindi da carter pompa, lubrificazione a perdere, distribuzione controllata dal

pistone, dotato di carburatore e alimentato a benzina si nota che ci può essere fuoriuscita della

miscela aria combustibile direttamente dalla luce di scarico. Il problema risulta accentuato da bassi

regimi di rotazione ed alti carichi poiché il processo di lavaggio risulta più lento permettendo alla

carica fresca di raggiungere lo scarico con maggior tempo, mentre ai bassi carichi si verifica un

accumulo di gas combusti all'interno dl cilindro che, limitando la quantità di carica fresca

intrappolata, diluisce fortemente i gas freschi producendo una combustione molto lenta ed

instabile. La conseguenza principale è la produzione di incombusti che si accompagna all'emissione

delle normali sostanze inquinanti generate dalla combustione di idrocarburi. Per migliorare il

funzionamento del motore due tempi senza comprometterne le prestazioni, è necessario

escludere il combustibile dal processo di lavaggio introducendolo all'interno del cilindro,

attraverso l'iniezione diretta, solo quando la luce di scarico è quasi chiusa; in tal modo il

fenomeno di corto-circuito interessa solo l'aria inviata dalla luci di lavaggio e si evita l'inutile

emissione di combustibile dallo scarico. Lo svantaggio dell'iniezione diretta in un motore due

tempi consiste nel minore periodo disponibile per effettuare l'iniezione; infatti il ridotto numero di

corse dello stantuffo rispetto al motore quattro tempi, permette di iniettare il combustibile

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soltanto per una parte delle fasi di compressione e di scarico ed inoltre tale svantaggio risulta amplificato dall'elevata velocità di rotazione del motore, che solitamente è più alta rispetto ai quattro tempi. Dai rilievi si verifica che a 6000 rpm il tempo necessario per iniettare il combustibile, permetterne poi l'evaporazione e successivamente il miscelamento è di 2,5 ms.

L'impiego di iniezione diretta consente, inoltre, di aumentare il rapporto di compressione perché il combustibile, dopo essere stato introdotto nel motore, evapora sottraendo calore all'aria e, riducendo la temperatura della miscela, allontana il rischio di detonazione.

Nel presente lavoro viene analizzato il funzionamento di un motore 2 tempi Piaggio. I parametri motoristici di interesse sono:

• cilindrata: 220cc;

• alesaggio: 68mm;

• corsa: 60,6mm;

• lunghezza biella: 121mm;

• Potenza massima: 7,5 kW a 5000 rpm;

• numero di travasi: 4;

• alimentazione: carburatore;

• combustibile: benzina;

• lubrificazione: con olio a perdere;

• sistema di lavaggio: carter pompa;

• raffreddamento: aria.

Introduzione all'analisi del lavoro svolto

L'obiettivo principale del presente lavoro è quello di verificare la possibilità di impiegare idrogeno come combustibile attraverso iniezione diretta. Il progetto della nuova condizione di funzionamento è riferito ancora a 5000 rpm con φ pari a 0,8 e pressione di iniezione dell'idrogeno, relativa alla pressione ambiente, pari a 600000 Pa. L'uso di iniezione diretta, che comporta l'introduzione dell'idrogeno direttamente in camera di combustione, ha come conseguenza principale che le luci di lavaggio saranno attraversate solamente da aria; inoltre per installare gli iniettori sulla testata del motore si rendono necessari degli appositi distanziali. I dati necessari al calcolo dei parametri di iniezione sono:

• pressione di ristagno: 701325 Pa;

• temperatura di ristagno: 300K.

Se il rapporto tra la pressione di sbocco a valle dell'iniettore p ₂ e la pressione di ristagno a monte

p R1 è inferiore ad una determinata quantità, segue che l'iniettore elabora la massima portata

massica per unità di superficie; tale condizione di funzionamento è detta choking in quanto la

portata rimane invariata anche se si continua a ridurre la pressione di scarico. Affinché si realizzi il

choking è necessario che il rapporto p ₂ /p _R1 rispetti la condizione:

33 p 2

p ^R1 ≤  2 k + 1

Assumendo un valore di k, che indica il rapporto tra i calori specifici dell'idrogeno a pressione costante ed a volume costante pari a 1.4, si trova che la pressione assoluta p ₂ è pari a 370497 Pa ; cautelativamente e per semplicità di calcolo tale valore viene leggermente ridotto abbassandolo a 370000 Pa. Attraverso la legge dei gas perfetti si ricava la densità di ristagno ρ R mediante la seguente relazione:

ρ R p R

R T R

in cui R è la costante specifica dell'idrogeno pari a 4125 J/kgK e T _R è la temperatura di ristagno. Dal calcolo risulta che la densità critica ρ R è pari a 0,56 kg/m ³ ; adesso è possibile determinare la portata massica m  smaltita dalla sezione di gola A ^{cr g} dell'iniettore, impiegando la formula seguente:

m   √kRT cr R ρ R  2 k+1



A g

Per il progetto sono disponibili due modelli di iniettori caratterizzati da aree di gola diverse:

• Strata;

• E9-11.

Il modello Strata possiede un'area di gola pari a 1.1 mm ² mentre l'altro iniettore possiede un'area di gola leggermente più alta che misura 1.6 mm ² . Inserendo i valori delle aree introdotte nell'ultima relazione, si ricava la portata critica elaborata da ogni singolo iniettore. Dal calcolo risulta che lo Strata può fornire in condizioni critiche una portata pari a 4,67*10 ^-4 kg/s mentre il modello E9-11 permette di ottenere una portata superiore pari a 7,11*10 ^-4 kg/s. Per il dimensionamento e l'analisi si sceglie di operare quindi con il modello E9-11 che, elaborando una portata maggiore, minimizza il tempo di iniezione. Per stabilire in prima approssimazione il numero di iniettori da adottare è stato fatto un dimensionamento iniziale. In via cautelativa è stato assunto un coefficiente di riempimento λ v pari a 0,33, che si presuppone essere un valore compatibile con il tipo di motore in analisi. Successivamente si calcola l'angolo di manovella per il quale la pressione del cilindro raggiunge il valore della pressione critica, applicando le leggi della trasformazione adiabatica al sistema cilindro-pistone; le relazioni vengono applicate considerando i volumi a disposizione del fluido dopo la chiusura della luce di scarico, perché in tal modo il sistema cilindro pistone diviene a tutti gli effetti un sistema chiuso. Il volume V _crt occupato dal fluido al raggiungimento della pressione critica risulta dato da:

V crt  V rcst  p ^a p cr ^%

in cui V ^rcst e p ^a sono rispettivamente il volume e la pressione del fluido al momento della chiusura

delle luce di scarico. Il V ^rcst , misurato dal modello CAD e dai complessivi, vale 183 cm ³ mentre la

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pressione si assume, in via del tutto approssimativa, pari a 1bar. Dal calcolo risulta che V ^crt vale circa 72 cm ³ ; a questo punto si determina la spostamento percorso dal pistone, necessario per imporre al fluido proprio il volume V rcst , sottraendo a V rcst il volume dell'intera testata e della testa del pistone: in tal modo si ricava il volume V _s , pari a 19 cm ³ ,che è stato spazzato dal moto del pistone. Il volume V s rappresenta un cilindro con base circolare di diametro l'alesaggio D, pari a 68mm, ed altezza lo spostamento s _p eseguito dal pistone: poiché tutte le grandezze sono note ad eccezione di s _p risulterà che:

s p  4V ^s πD ²

da cui s _p vale 5.2mm. Per risalire all'angolo di manovella corrispondente a tale spostamento, è noto che il cinematismo del motore è dimensionato in modo tale che il rapporto Λ tra il raggio di manovella, pari a metà corsa C del pistone, e la lunghezza della biella valga 0.25: impiegando allora il seguente grafico si ricava l'angolo critico θ _cr per cui si raggiunge la pressione critica nel cilindro:

in cui noto il rapporto s _p /C si deduce il valore di θ _cr nella corsa di compressione dal punto morto inferiore al punto morto superiore. Il valore dell'angolo critico θ cr risulta pari a 329° dopo il punto morto superiore. Arrivati a questo punto si stima la potenza che il motore fornirà con la nuova alimentazione ad idrogeno mantenendo invariato il numero di giri al secondo n a cui si verifica la potenza massima. La potenza P espressa da un motore due tempi è data da:

P  η ^g λ ^v Vρ ^a nH ⁱ α in cui si assume:

η g : 0,18 ;

ρ a : 1,184 kg/m ³ ; n : 83,3 giri/secondo;

α : 42,5.

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Le grandezze rimanenti, già specificate, sono il potere calorifico H

dell'idrogeno e la cilindrata V del motore: dal calcolo la potenza risulta pari a 3,8kW. In tali condizioni la massa d'aria m

, aspirata dal motore ad ogni giro, può essere ricavata attraverso la definizione di coefficiente di riempimento per cui risulta:

m

 λ _v Vρ _a

ottenendo così una massa d'aria pari a 8,59*10

kg. Finalmente si può calcolare la massa d'idrogeno m

che deve essere introdotta nel motore ad ogni ciclo dividendo la massa d'aria per α: risulta che per il funzionamento del motore, è necessario iniettare circa 2*10

kg d'idrogeno. Detta ω la velocità angolare del motore espressa in gradi/secondo, è possibile definire il tempo di iniezione ∆t come:

∆t  ∆θ ω

in cui ∆θ è l'intervallo angolare percorso. La portata d'idrogeno elaborata da un singolo iniettore in condizioni critiche m cr  è legata alla massa d'idrogeno iniettata m

tramite la seguente relazione:

m

 zm  cr ^∆θ _ω

dove con z si indica il numero di iniettori. Impiegando ad esempio due iniettori si ricava un ∆θ pari

a 47°; se si finisce l'iniezione quando si verificano le condizioni critiche, dunque in corrispondenza

di θ _cr , ne segue che l'iniezione dovrà iniziare 47° prima di tale angolo ossia a 282° dopo il punto

morto superiore e ciò rappresenta una condizione accettabile, perché a 282° la luce di scarico è già

chiusa. I calcoli appena svolti servono per fornire una prima idea di dimensionamento, ma

derivano da modelli fisici ideali: successivamente, allora, sarà opportuno eseguire delle

simulazioni per comprovare la veridicità dei risultati ottenuti.