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A.A. 2016-2017
PROPULSORI TERMICI
Alimentazione aria – parte II La sovralimentazione
prof. Federico Millo Dipartimento Energia - Politecnico di Torino Torino F Millo
Propulsori Propul sori termici
Sovralimentazione Scopo della sovralimentazione è introdurre nel cilindro una massa di d i carica fresca superiore a quella corrispondente all’aspirazione naturale, per ottenere maggior potenza a parità di d i cilindrata. n ( ) P pme iV Infatti, osservando l’espressione l’espressione della potenza utile Pu: u =
⋅
⋅
m
si nota come essa possa essere aumentata incrementando il regime di rotazione me dia effettiva effettiva pme. n o la pressione media Nel primo caso le forze di inerzia aumentano con il quadrato della velocità di rotazione, costringendo ad alleggerire le parti in moto, mentre nel secondo le forze dovute ai gas crescono solo linearmente con la pme e possono essere piu’ facilmente contenute attraverso attraverso un u n irrobustimento degli organi. Ricordando l’espressione l’espressione della d ella pme pme = η u ⋅ λ v ρ a
H i
α si può osservare come sia possibile incrementare il lavoro al ciclo intervenendo sulla densità ρ densità ρ a mediante la sovralimentazione. F Millo
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Sovralimentazione Scopo della sovralimentazione è introdurre nel cilindro una massa di d i carica fresca superiore a quella corrispondente all’aspirazione naturale, per ottenere maggior potenza a parità di d i cilindrata. n ( ) P pme iV Infatti, osservando l’espressione l’espressione della potenza utile Pu: u =
⋅
⋅
m
si nota come essa possa essere aumentata incrementando il regime di rotazione me dia effettiva effettiva pme. n o la pressione media Nel primo caso le forze di inerzia aumentano con il quadrato della velocità di rotazione, costringendo ad alleggerire le parti in moto, mentre nel secondo le forze dovute ai gas crescono solo linearmente con la pme e possono essere piu’ facilmente contenute attraverso attraverso un u n irrobustimento degli organi. Ricordando l’espressione l’espressione della d ella pme pme = η u ⋅ λ v ρ a
H i
α si può osservare come sia possibile incrementare il lavoro al ciclo intervenendo sulla densità ρ densità ρ a mediante la sovralimentazione. F Millo
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Sovralimentazione
F Millo
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Sovralimentazione Il compressore può essere azionato: • dal motore stesso, tramite collegamento meccanico con l’albero motore; • da
una turbina, sfruttando l’energia residua posseduta dai gas di scarico del motore Nel primo caso, il compressore è generalmente di tipo volumetrico poiché l’utilizzo di un turbocompressore non è generalment generalmente e pratic praticabile. abile. Infatti, ricordando l’espressione del lavoro di compressione per un turbocompressore centrifugo (supposto,, per semplicità, con pale radiali), si può notare che, per ottenere un rapporto manometrico (supposto di compressione β c dell’ordine di circa 2 la velocità periferica u” del compressore deve risultare dell’ordine dei 300m/s circa. Si ha infatti:
Li =
u22 =
2
(300^ ) = 90 kJ/kg kJ/kg
k −1 1 Li = c p (T 2c − T 1c ) = c pT 1c β c k η − 1 yc
Essendo inoltre u”=π d”n d”ncompr (dove d” è il diametro della girante del turbocompressore in corrispondenza della sezione d’uscita e ncompr il suo regime di rotazione), poichè la portata elaborata dal motore è relativamente piccola (dell’ordine di 0,1 kg/s circa per un motore da 100 kW) date le velocità che si raggiungono raggiungono all’interno all’interno di una turbomacchina, il turbocompressore risulta di di dimensioni ( d” ) ridotte (40 mm circa) e quindi con un regime di rotazione ( ncompr ) molto elevato (≅ 150 krpm), rendendo problematico l’accoppiamento l’accoppiamento meccanico tra le due macchine. F Millo
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Sovralimentazione
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Un ulteriore limite all’accoppiamento meccanico tra le due macchine è l’elevata sensibilità del grado di sovralimentazione al regime di funzionamento del motore (essendo Li = u22), per cui si avrebbe un grado di sovralimentazione insufficiente ai bassi regimi di rotazione del motore ed eccessivo alle alte velocità di rotazione. La sovralimentazione con turbocompressore ad azionamento meccanico si dimostra quindi inadeguata a motori destinati ad applicazioni che prevedano ampi intervalli di variazione del numero di giri, quali i motori automobilistici. Per i motivi sopra esposti, se si vuole ricorrere al collegamento meccanico del compressore con l’albero motore, risulta più adatta la configurazione con compressore volumetrico ( a vite o Root ) che, accoppiato con il motore, mostra una minore sensibilità del rapporto di compressione al regime di funzionamento. Questo tipo di compressori presenta però una scarsa efficienza (la compressione avviene interamente o in buona parte per riflusso alla mandata). Il basso valore di rapporto di compressione che è possibile attuare li rende pertanto applicabili solamente per la sovralimentazione dei motori ad accensione comandata (per i quali il massimo valore di rapporto manometrico di compressione è comunque limitato dal rischio di detonazione, β c < 2).
COMPRESSORE VOLUMETRICO ROOTS Il compressore Roots è un compressore di tipo volumetrico, costituito da due rotori lobati che con il loro movimento spostano l’aria dall’ambiente di aspirazione alla mandata. Aspirazi on e Statore
Piastra statorica
Valvola di bypass Mandata
Rotori a 3 lobi Ingranaggi Puleggia
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COMPRESSORE ROOTS • • •
•
Profilo dei lobi coniugato, per garantire tenuta (ingranaggi esterni per il sincronismo dei rotori Necessità di prevedere giochi adeguati tra le parti rotanti per evitare strisciamenti VANTAGGI: – Rapidità di risposta in transitorio – Grado di sovralimentazione uniforme ai diversi regimi di rotazione SVANTAGGI: – Scarsa efficienza (compressione per riflusso) – Sottrazione di potenza all’albero motore – Rumorosità (compressione per riflusso) – Grado di sovralimentazione limitato (perdite per fughe )
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,
COMPRESSORE ROOTS
Ciclo di lavoro compressore Roots
Lc = V ⋅ ( p2 − p1 )
Pi
= λ v ρ 1iVn m Caratteristica manometrica compressore Roots
=
i Lc n ⋅
Pass
=
Li m
⋅
=
⋅
⋅
⋅
2
⋅
i Lc n ⋅
=
⋅
η m
p1) n Li p1 n λ v i V R T 1 R T 1 ( p 2 p1) R T 1 i V
( p
⋅
−
⋅
=
⋅
⋅
⋅
⋅
−
⋅
λ v =
c p
=
p1 ⋅
(T
⋅
2
−
λ v
T 1)
k − 1 1 T 2 = T 1 ⋅ 1 + ⋅ ⋅ (β − 1) k λ v F Millo
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⋅
( β
−
)
1
Accoppiamento compressore volumetrico Roots trascinato meccanicamente – motore termico
La portata d’aria aspirata da un motore sovralimentato è pari a:
sovr = λ v , sovr ρ sovr itot V m
n
m I termini influenzati dalla sovralimentazione sono ρ e λv: ρ a ∝
pa
(equazione di stato)
T a
λ v ∝ T a
(sperimentale – minore incidenza degli scambi termici)
Si deve inoltre tener conto del guadagno di volume ottenibile comprimendo i gas contenuti nello spazio morto, o espellendoli se l’incrocio valvole lo consente, tramite un coefficiente ξ. Si ottiene quindi:
sovr m asp m F Millo
=
λ v , sovr ρ sovr λ v , asp ρ a
=
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pc
T a
pa
T c
ξ
sovr = λ v ,asp ρ aitot V m
n pc
m pa
T a T c
ξ ∝ nλ v ,asp β cξ
Accoppiamento compressore volumetrico Roots trascinato meccanicamente – motore termico
β c ∝
sovr m nλ v , aspξ
Sulla caratteristica manometrica del compressore la corrispondente caratteristica del motore è rappresentata da un fascio di rette uscenti dall’origine, aventi coefficiente angolare inversamente proporzionale ad n
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Caratteristica manometrica compressore volumetrico Roots di ultima generazione: EATON TVS
V = 900cc
β c max ≈ 2,4 η c max ≈ 0,7
Due rotori a 4 lobi svergolati Adatto per la sovralimentazione di motori da 1,5 a 3 litri di cilindrata L’elevato numero di lobi migliora riempimento e rendimento (migliorando la tenuta e riducendo le fughe) e rumorosità (pulsazioni di portata piu’ contenute ed a maggior frequenza) F Millo
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By-pass e frizione a comando elettromagnetico per disinnesto a carico parziale
Per evitare inutili perdite a carico parziale (quando il compressore trascinato meccanicamente assorbirebbe inutilmente potenza dall’albero motore per comprimere aria che dovrebbe poi comunque essere laminata dalla farfalla), si possono utilizzare un condotto di by-pass ed una frizione ad innesto elettromagnetico. Puo’ essere inoltre necessaria una valvola di pop-off o blow –off per le manovre di rilascio. F Millo
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COMPRESSORE VOLUMETRICO A VITE
Consente, grazie alla realizzazione di camere a volume variabile generate dalla rotazione dei due rotori, di effettuare una compressione graduale con un piu’ elevato rendimento rispetto al Roots (rispetto al quale è pero’ notevolemnte piu’ costoso data la complessità dei profili) F Millo
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Sovralimentazione Per le ragioni sopraelencate, nel campo della trazione terrestre, la configurazione più utilizzata è quella che prevede l’impiego di una turbina azionata dai gas di scarico. La turbina, generalmente assiale o centripeta, sfruttando l’energia posseduta dai gas di scarico, trascina direttamente il turbocompressore di sovralimentazione, generalmente di tipo centrifugo; le due macchine sono montate sullo stesso albero costituendo un gruppo meccanicamente autonomo collegato al motore solo per via fluidodinamica.
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Sovralimentazione Per quanto riguarda la turbosovralimentazione si possono presentare le seguenti varianti costruttive: a pressione costante: i condotti di scarico sono sufficientemente ampi da smorzare le oscillazioni di portata e di pressione in modo che alla turbina arrivi un flusso praticamente stazionario. Questa configurazione è indicata per il funzionamento in condizioni stazionarie, ma inadatta quando sia richiesta una rapida risposta durante i transitori. ad impulsi: i condotti di scarico collegano ciascun cilindro alla turbina in modo che l’energia cinetica venga conservata e trasferita alla turbina. In questo modo si riduce la contropressione allo scarico ma la turbina viene a lavorare ad impulsi. Unendo i condotti di più cilindri opportunamente sfasati si può far sì che la turbina raggiunga buoni livelli di rendimento nella conversione dell’energia. Questa soluzione permette di ottenere una risposta in transitorio molto più rapida.
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a impulsi
Sovralimentazione turbo_compound: Normalmente l’energia “estraibile” dai gas di scarico è superiore a
quella necessaria per comprimere l’aria e quindi l’eccesso di potenza disponibile sulla turbina può essere riversato sull’albero motore. Questa soluzione è usata in motori di grandi dimensioni con grado di sovralimentazione molto elevato, nei quali il recupero di potenza è consistente e permette un aumento del rendimento utile anche del 5%.
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Turbocompressore centrifugo Il turbocompressore è generalmente di tipo centrifugo monostadio, con diffusore non palettato. Per applicazioni automotive di tipo LD (i totV≈1÷3 lt.), la girante (Dest ≈ 35 ÷ 65 mm) è realizzata in lega leggera, con una velocità periferica massima u 2 di 450 – 500 m/s. Il lavoro massico effettuato sul fluido è: W2
C2
Ovvero, essendo in genere cu1 = 0,
U2 U1 C1 U1
E nel caso di pale puramente radiali cu1 = u2:
W1
ω F Millo
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is:
Li = u22
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Turbocompressore centrifugo Generalmente il diffusore è non palettato, perché, sebbene cio’ comporti rendimenti massimi inferiori rispetto alla soluzione palettata, consente il funzionamento in un piu’ ampio intervallo di valori di portata. Diffusori palettati sono utilizzati in genere solo in applicazioni destinate al funzionamento a punto fisso (es. genset). Le pale della girante sono generalmente radiali o rivolte all’indietro: quest’ultima soluzione, seppur caratterizzata da maggiori sollecitazioni sulla pala e maggior complessità costruttiva e costo, comporta una minor velocità c 2 in uscita alla girante, con la necessità quindi di un minor recupero di energia cinetica nel diffusore e conseguente maggior rendimento, specie nel caso di diffusore non palettato (seppure con prevalenza inferiore a pari velocità periferica).
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Turbocomp ressore centri fugo: caratteristi ca manometrica Tramite il teorema di Buckingham, è possibile correlare le prestazioni del compressore (rapporto manometrico di compressione, rendimento isentropico, etc) con le principali grandezze geometriche ed operative quali diametro girante, velocità di rotazione etc. Si possono in particolare individuare i seguenti parametri adimensionati. Per la portata, riferendosi ad esempio alla portata critica attraverso una sezione di riferimento:
Aref
m p1 RT 1
= D
2
m p1 RT 1
Per la velocità periferica U riferendosi alla velocità del suono C s :
U C s
=
ND kRT 1
Il rapporto manometrico di compressione β ed il rendimento isentropico η c sono già di per se adimensionali e non necessitano quindi di ulteriori normalizzazioni. F Millo
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Turbocomp ressore centri fugo: caratteristi ca manometrica Poichè per una data macchina, e per un dato fluido operativo (ad es. aria) le dimensioni geometriche e le proprietà del fluido sono costanti e possono quindi essere omesse, si possono ottenere cosi’ i parametri seguenti, non piu’ adimensionali:
D
2
m p1 RT 1
=
T 1 m p1
ND kRT 1
=
N T 1
indicati generalmente come portata ridotta e velocità ridotta (reduced mass flow e reduced speed). Poichè tali parametri non hanno le dimensioni di una portata e di una velocità, spesso sono loro preferiti i cosiddetti parametri corretti seguenti, ottenuti normalizzando temperature e pressioni rispetto a valori standard di riferimento (ad es. 293 K e 1 bar):
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Turbocomp ressore centri fugo: caratteristi ca manometrica La caratteristica manometrica del turbocompressore puo’ essere quindi ottenuta in termini di parametri ridotti o corretti, riportando il rapporto manometrico β in funzione della portata (corretta o ridotta), parametrizzato in funzione della velocità di rotazione (corretta o ridotta). Sul diagramma sono poi riportate le linee isolivello corrispondenti a pari valori di rendimento isentropico.
η c is =
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Li ,is Li
=
c p (T 2cis − T 1c ) c p (T 2c − T 1c )
22
Turbocompressore centri fugo: caratteristi ca manometrica Il campo di utilizzo del compressore è limitato da: OVERSPEED
• surge
line (o linea di pompaggio)
• overspeed
SURGE
• choking
CHOKING
line (max soll. centrif. pale)
line (blocco sonico della portata)
Il pompaggio o surge è un fenomeno di instabilità globale che si verifica per portate ridotte ed elevati rapporti manometrici, portando ad una periodica inversione del flusso attraverso il compressore. Il funzionamento prolugato del compressore in pompaggio puo’ danneggiare seriamente il compressore.
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Turbina radiale La turbina è generalmente di tipo centripeto monostadio, radiale pura o mista. Turbine assiali sono utilizzate solo per applicazioni stazionarie o navali ad elevata potenza (> 1000 HP). Per applicazioni automotive di tipo LD (i totV≈1÷3 lt.), la girante (Dest ≈ 30 ÷ 55 mm) è generalmente realizzata in Inconel (superlega in nichel-cromo ad alta densità 8,3 kg/dm3). Pure radial
C1 W1 U1
Mixed flow
U2 C2 U2 W 2
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ω
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Turbina radiale 25000
20000
15000
10000 CAD obtained Manufac turer s upplied
5000
linear f it 0 0,0E+00
5,0E+05
1,0E+06
1,5E+06
2,0E+06
2,5E+06
L’inerzia del turbogruppo è principalmente imputabile all’inerzia della turbina, mentre il contributo della girante del compressore è in genere modesto, dati i differenti materiali impiegati – lega leggera con densità 2,7 g/cm³ contro Inconel con densità 8,3 g/cm³ - ed il differente profilo delle pale. L’inerzia varia proporzionalmente al diametro esterno della girante della turbina ^ 5. F Millo
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Turbina radiale: caratteristic a manometrica Anche per la turbina è possibile ottenere una caratteristica manometrica in termini di quantità corrette o ridotte, diagrammando il rapporto di β espansione in funzione della portata, parametrizzato in base alla velocità di rotazione. Per una turbina assiale l’effetto della velocità di rotazione è modesto, e le linee isovelocità tendono a collassare su di un’unica linea, corrispondente al raggiungimento della condizione di blocco sonico in una sezione della macchina (chocked flow). Pertanto la caratteristica manometrica di una turbina assiale monostadio ad azione risulta molto simile a quella di un ugello.
Caratteristica manometrica di una turbina assiale ad azione F Millo
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Turbi na radiale: caratteristica manometrica
Caratteristica manometrica di una turbina radiale
Nel caso invece di una turbina radiale si puo’ notare come le linee isovelocità si dispongano a coprire un’area relativamente ampia, e come le condizioni di blocco sonico si raggiungano per rapporti di espansione sensibilmente superiori a quello di un singolo ugello sempl. convergente (poichè grazie ad un certo grado di reazione il salto di pressione da elaborare puo’ essere ripartito tra distributore e girante), e per rapporti di espansione crescenti al crescere della velocità di rotazione, poichè una frazione maggiore del gradiente di pressione è necessaria in questo caso per superare il campo di forze centrifughe. Tuttavia, poichè il funzionamento della turbina è comunque limitato ad un’area ristretta, e dovrebbe essere confinato in corrispondenza delle condizioni di massimo rendimento, si preferisce in genere limitare il diagramma all’intorno delle condizioni di massimo rendimento ed utilizzare una rappresentazione su di un asse ad hoc (“Swallowing capacity diagram”).
Turbine Swallowing Capacity (Lower Curve) and Efficiency (Upper Curve)
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Turbi na radiale: caratteristica manometric a La misura del rendimento delle turbine utilizzate negli impianti di sovralimentazione è inoltre complicata dal fatto che la sottrazione di calore non è generalmente trascurabile: pertanto non è possibile calcolare il lavoro di espansione in base alla misura della temperatura di fine espansione, ma è necessario in genere ricorrere ad una misura indiretta tramite il lavoro assorbito dal compressore. La necessità di evitare fenomeni di instabilità nel compressore limita ulteriormente il campo all’interno del quale è possibile il rilievo della caratteristica della turbina. Spesso, anzichè diagrammare il rendimento della turbina in funzione del rapporto di espansione, si preferisce diagrammarla in funzione del rapporto U/C1 o BSR (Blade Speed Ratio ), rapporto tra la velocità periferica all’estremità della pala e la velocità di ingresso del fluido nella girante nel caso di efflusso isentropico.
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Accoppiamento turbocompressore – motore termico
β c ∝
sovr m nλ v , aspξ
Sulla caratteristica manometrica del compressore la corrispondente caratteristica del motore è sempre rappresentata da un fascio di rette uscenti dall’origine, aventi coefficiente angolare inversamente proporzionale ad n, come già visto nel caso dei compressori volumetrici. Nel caso di un accoppiamento meccanico diretto motore- turbocompressore i punti di funzionamento cadrebbero quindi su di una linea caratterizzata da forti variazioni del grado di sovralimentazione con la velocità del motore, essendo: nc ∼ n ed Li ∼ u22 F Millo
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Accoppiamento turbocompressore – motore termico
2 1
β c ∝
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sovr m nλ v , aspξ
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Nel caso di azionamento tramite turbina a gas di scarico, sulla caratteristica manometrica del compressore la corrispondente caratteristica del motore è sempre rappresentata da un fascio di rette uscenti dall’origine, aventi coefficiente angolare inversamente proporzionale ad n, ma a differenza del caso precedente non è piu’ cosi’ immediato individuare la velocità di rotazione del turbocompressore (che dipenderà dal raggiungimento dell’equilibrio tra la potenza richiesta dal compressore stesso e quella erogata dalla turbina) e quindi la posizione del punto di funzionamento. Supponendo che il carico del motore sia costante, e vari la velocità di rotazione a partire dalle condizioni iniziali 1, l’aumento di velocità di rotazione comporterà lo spostamento su di una caratteristica meno inclinata ed un aumento di portata, con uno spostamento a destra quindi del punto iniziale. L’incremento di portata potrà essere smaltito dalla turbina solo con un aumento della pressione p3 a monte della turbina stessa, con un conseguente aumento del lavoro massico in turbina Lt che risulterà pertanto superiore al lavoro richiesto dal compressore Lc provocando un’accelerazione del turbogruppo fino a che non si raggiungerà una nuova condizione di equilibrio ad una velocità di rotazione del turbo superiore a quella iniziale e quindi con un nuovo rapporto manometrico di compressione maggiore rispetto a quello iniziale (punto 2). La variazione del grado di sovralimentazione con la velocità di rotazione risulta quindi molto piu’ contenuta rispetto al caso del trascinamento meccanico.
Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Valvola di Waste gate Nonostante l’accoppiamento puramente fluidodinamico del turbogruppo consenta di contenere notevolmente le variazioni del grado di sovralimentazione con la velocità di rotazione del motore, l’applicazione della sovralimentazione alla propulsione stradale risulta normalmente molto più difficile di quanto non sia la medesima operazione eseguita per un motore per applicazioni industriali o marine. Cio’ a causa all’ampia gamma di regimi e carichi incontrati, nonché alla necessità di avere una rapida risposta nei transitori. Normalmente la turbina ed il compressore sono dimensionati in modo da fornire un elevato grado di sovralimentazione già in corrispondenza del 40% della massima velocità di rotazione del motore. Per evitare di ottenere pressioni di sovralimentazione troppo elevate agli alti regimi, si provvede allora a scaricare, in queste condizioni, parte dei gas combusti prima dell’immissione in turbina. Questo viene realizzato inserendo una valvola (detta di “ Waste gate”) che agli alti regimi consente a parte della portata dei gas combusti di bypassare la turbina, riducendo così l’energia trasferita al compressore ed abbassando quindi la pressione di sovralimentazione.
gas ↑⇒ p S ↑⇒ β t ↑⇒ L t ↑ n mot ↑⇒ m Lt >> Lc ⇒ n turbo
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nturbo > n max ↑⇒ β c ↑⇒ β c > β c max
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Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Valvola di Waste gate
L’impiego di una valvola di “Waste Gate (WG)” permette quindi di impiegare una turbina piu’ piccola, potendo essere il livello di boost max controllato tramite la WG, consentendo cosi’ di raggiungere gradi di sovralimentazione piu’ elevati ai bassi regimi e di ottenere una risposta piu’ pronta nei transitori di accelerazione. Le maggiori contropressioni allo scarico che si realizzano pero’ per effetto della turbina di minor sezione comportano un peggioramento del consumo specifico. F Millo
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Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Turbina a geometria variabile
Alternativa più complessa e costosa ma più efficiente è quella di utilizzare una turbina a geometria variabile, capace di variare le sue caratteristiche adeguandole al regime di rotazione del motore. Questa soluzione prevede un distributore palettato in cui è possibile far variare l’angolo della palettatura del distributore in funzione della velocità del motore o della portata in massa dei gas di scarico. Aprendo gli ugelli del distributore agli alti regimi e chiudendoli ai bassi, l’utilizzazione dell’energia dei gas di scarico può essere adeguata in modo da ottenere gradi di sovralimentazione soddisfacenti su di un piu’ ampio campo di funzionamento del motore.
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Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Turbina a geometria variabile
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Sovralimentazione – Turbolag
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Durante i transitori di accelerazione il gruppo di sovralimentazione presenta un ritardo di risposta (turbolag): infatti il gruppo non è in grado di garantire la stessa pressione di sovralimentazione che si avrebbe in condizioni di regime. Durante il transitorio infatti, oltre ai transitori fluidodinamici dovuti ai volumi dei collettori di aspirazione e scarico, e’ necessario spendere parte dell’energia dei gas combusti per accelerare il turbogruppo.
Sovralimentazione – Interrefrigerazione L’aumento di temperatura della carica in seguito alla compressione limita i benefici della sovralimentazione, soprattutto per rapporti di compressione elevati. E’ quindi conveniente inserire a valle del compressore un interrefrigeratore con lo scopo di ridurre la temperatura della carica. I vantaggi che ne conseguono possono essere così sintetizzati: • aumenta la quantità in massa di aria introdotta nel cilindro; • si riducono tutti i livelli di temperatura raggiunti durante il ciclo, abbassando così i carichi termici sul motore; • si migliora il rendimento organico, perché si incrementa ulteriormente la potenza, senza variare sensibilmente i livelli di pressione e quindi le perdite per attrito meccanico; • si riduce, nel caso di motore ad accensione comandata, il pericolo di detonazione.
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Sovralimentazione – Sistemi “Twin turbo” In motori ad elevato frazionamento (ad es. V6 o V8), puo’ essere conveniente utilizzare due
sistemi
di
sovralimentazione
in
parallelo. L’impiego
di
due
turbo
in
parallelo
consente di ridurre notevolmente il turbo lag (fino al 40%) grazie alle minori
dimensioni delle macchine, anche se non puo’ alterare i limiti rappresentati dal raggiungimento delle condizioni di surge dei compressori per basse portate. F Millo
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Sovralimentazione – Sistemi “Two stage”
Serial Sequential system (BMW, Borg Warner)
Nelle applicazioni diesel in cui il grado di sovralimentazione non è limitato da rischi di combustione anomala come nel caso dei motori ad accensione comandata, l’esigenza di incrementare il grado di sovralimentazione a livelli non raggiungibili con un singolo stadio di turbocompressore centrifugo (anche a causa delle elevate temperature alla mandata, non compatibili con l’uso della lega leggera, che richiede T< 190°C), ha portato all’impiego di sistemi di sovralimentazione a doppio stadio. Il sistema consta di due turbogruppi di taglia differente connessi in serie, con una WG di regolazione sullo stadio HP.
A basse velocità di rotazione la WG è chiusa, e la maggior parte del salto entalpico è sfruttata nella turbina HP e destinata quindi al trascinamento del compressore HP (che essendo di piccola taglia consente di avere una risposta dinamica rapida e ridurre il turbo lag). Al crescere della velocità di rotazione, una volta raggiunto il livello di boost obbiettivo, la WG viene aperta, bypassando cosi’ progressivamente lo stadio HP. L’impiego di un intercooler intermedio tra LP e HP riduce il lavoro di compressione dello stadio HP, ma aumenta la complessità del circuito e le perdite di carico, per cui viene in genere considerato solo per gradi di sovralimentazione superiori a 3,5 circa. F Millo
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Sovralimentazione – Sistemi “Two stage” Serial Sequential system (BMW, Borg Warner) Esempio applicazione motore HD, 12litri, 6 cilindri
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Sovralimentazione – Sistemi “Two stage”
Parallel Sequential system (PSA, Honeywell)
Una possibile alternativa è rappresentata dal sistema “sequenziale – parallelo”, che utilizza due turbogruppi di taglia confrontabile, destinati ad operare in parallelo anzichè in serie come nel caso precedente. Alle basse velocità (fino a 2500 rpm) è in funzione solo il Turbo 1, mentre le valvole VC2 e VT2 sono chiuse, escludendo il Turbo2. Alle velocità piu’ elevate invece entrambi i turbogruppi operano in parallelo, come in un sistema “twin turbo”, essendo le valvole VT2 e VC2 aperte. E’ poi prevista una ulteriore modalità di transizione in cui viene aperta la VT2, mantenendo pero’ chiusa la VC2 ed aprendo la Vrecirc. al fine di “lanciare” il Turbo 2 prima del suo inserimento.
La gestione del sistema risulta decisamente piu’ complessa rispetto al sistema serie, ma il sistema risulta, nonostante la presenza di un maggior numero di valvole, piu’ compatto in termini di «packaging» e presenta minori perdite di calore durante la fase di warm-up del catalizzatore grazie all’utilizzo di una sola turbina. F Millo
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Sovralimentazione – Sistemi “Two stage”
Il sistema consente di ottenere notevoli incrementi delle prestazioni, sia in termini potenza massima, sia in termini di low end torque, oltre ad un notevole miglioramento del turbo lag.
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Sovralimentazione assistita elettricamente: e-boost 3.5
130000
] r 3 a b [ . S2.5 S E R 2 P T S1.5 O O B 1
] 110000 m p r [
90000
VGT ELECTRIC. ASS. TURBO
D E E 70000 P S O B 50000 R U T 30000
VGT ELECTRIC. ASS. TURBO
10000
0.5 0.0
0.5
1.0
1.5
2.0 2.5 time [s]
3.0
3.5
4.0
Fig. 31 Acceleration transient with the standard VGT and with the ELEGT system: boost pressure. 7
Esempio: sistema ELEGT - IVECO ELectric Exhaust Gas Turbo) Applicazione motore Cursor 8 per autobus urbani (6 cil., 8 lt, 260 kW – Macchina elettrica da 7,5 kW)
] % [ 6 n o i t 5 c u d 4 e r . s 3 n o 2 c l e u 1 F
0.0
4.5
0.5
1.0
1.5
2.0 2.5 time [s]
3.0
3.5
4.0
Fig. 30 Acceleration transient with the standard VGT and with the ELEGT system: turbo speed.
5.4 4.2 3.2
3.0
0.0
0 CB D
TRL 03
TRL 08
TRL 09
HWFET
Fig. 25. Fuel consumption reductions for a fully loaded vehicle (16.5 t.) for different driving cycles.
Per mitigare il turbo lag una possibile soluzione è quella di utilizzare un turbo assistito elettricamente (eturbo), tramite un motore elettrico ad alta velocità. Utilizzando una macchina elettrica reversibile, ovvero in grado di funzionare anche come generatore, è possibile realizzare anche una funzione di «electrical turbocompounding», sfruttando cosi’ l’energia dei gas combusti in eccesso rispetto a quanto richiesto dal compressore. F Millo
Propulsori termici
4.5
«Scavenging» nei motori turbo GDI con VVT OVERSPEED
SURGE
CHOKING
L’impiego dell’in iezione dir etta di benzina, abbinato a quello della fasatura variabile, consente di migliorare notevolmente l’erogazione di coppia ai bassi regimi grazie alle tecniche di “scavenging”. In questo modo è possibile incrementare sensibilmente la coppia erogata a basse velocità di rotazione che in motore sovralimentato e’ generalmente limitata dal rischio di fenomeni di pompaggio (“surge”) del turbocompressore, portando ad una caratteristica di erogazione del motore sfavorevole ai bassi regimi, che si traduce in modeste prestazioni di ripresa. F Millo
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«Scavenging» nei motori turbo GDI con VVT
E’ possibile infatti, posticipando la chiusura delle valvole di scarico ed anticipando l’apertura delle valvole di aspirazione, incrementare notevolmente l’incrocio, aumentando cosi’ la portata elaborata dal compressore. Ad es. un aumento di portata del 30% puo’ consentire di aumentare il rapporto manometrico di compressione del 15%. Grazie all’aumento di pressione di sovralimentazione, la portata aumenta ulteriormente, e questo aumenta la potenza in turbina, che permette di incrementare ulteriormente la pressione di sovralimentazione, fino ad ottenere incrementi di pressione di sovralimentazione dell’80%. E’ fondamentale tuttavia l’impiego della iniezione diretta, con inizio dell’iniezione solo dopo la chiusura della valvola di scarico, in modo da evitare che durante la fase di scavenging il combustibile raggiunga direttamente i condotti di scarico. F Millo
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