POLITECNICO DI MILANO
Facoltà di Ingegneria Industriale
Dipartimento di Energia
Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Meccanica
SIMULAZIONE FLUIDODINAMICA DEI
SISTEMI DI ASPIRAZIONE E SCARICO DI
UN MOTORE 4T MONOCILINDRICO PER
IMPIEGO MOTOCICLISTICO
Relatore: Prof. Angelo Onorati
Correlatore: Ing. Tarcisio Cerri
Tutor aziendale: Ing. Matteo Cucchi
Ing. Marcello Gatti
Ing. Pietro Antonio Speroni
Tesi di laurea di:
Alessandro PANTANO matr. 820080
Anno Accademico 2014/2015
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Ringraziamenti Ringrazio i miei genitori, i miei fratelli e la mia fidanzata per avermi sostenuto
durante questi anni di studi sia nei momenti belli sia in quelli più difficili.
Grazie al Prof. Giancarlo Ferrari per avermi fatto appassionare ancora di più ai
motori a combustione interna.
Grazie al Prof. Angelo Onorati per avermi offerto questo lavoro di tesi.
Grazie all’Ing. Tarcisio Cerri per avermi seguito e guidato nello sviluppo del
progetto di tesi, rendendosi sempre disponibile per qualsiasi bisogno e
chiarimento.
Un grazie anche agli amici e a tutti coloro che pure senza saperlo hanno reso meno
difficile e più piacevole questo percorso di studi.
Alessandro
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Indice
Introduzione ...................................................................................................... 15
1 Il motore a combustione interna .................................................................. 17
1.1 Classificazione dei motori ..................................................................... 18
1.2 Campi di impiego .................................................................................. 19
1.2.1 Motori Otto e Diesel .................................................................... 19
1.2.2 Motori a due tempi e a quattro tempi .......................................... 20
1.3 Parametri caratteristici .......................................................................... 22
1.3.1 Schema costruttivo ...................................................................... 22
1.3.2 Grandezze cinematiche e geometriche ........................................ 23
1.3.3 Funzionamento del motore a quattro tempi ................................ 24
1.4 Cicli e diagrammi di lavoro ................................................................... 26
1.4.1 Ciclo ideale .................................................................................. 26
1.4.2 Ciclo indicato .............................................................................. 26
1.4.3 Ciclo effettivo .............................................................................. 28
1.4.4 Diagramma pressioni – θ ............................................................. 29
1.5 Prestazioni di un motore ........................................................................ 31
1.5.1 Coefficiente di riempimento ....................................................... 31
1.5.2 Consumo specifico di combustibile ............................................ 32
1.5.3 Curve caratteristiche .................................................................... 34
1.5.4 Parametri che influenzano le prestazioni .................................... 35
2 Alimentazione aria nel motore ..................................................................... 39
2.1 Analisi semplificata del processo di alimentazione aria nei motori a
quattro tempi ...................................................................................................... 40
2.2 Condizioni di flusso attraverso le valvole ............................................. 42
2.2.1 Sezione di passaggio e coefficiente di efflusso ........................... 43
2.2.2 Alzata massima e diametro della valvola .................................... 44
2.2.3 Geometria del gruppo condotto-valvola ...................................... 47
6
2.3 Distribuzione ......................................................................................... 48
2.3.1 Diagramma della distribuzione ................................................... 48
2.3.2 Permeabilità della valvola ........................................................... 50
2.3.3 Azionamento variabile delle valvole ........................................... 51
2.4 Effetti di alcuni parametri motoristici ................................................... 53
3 Sistemi di aspirazione e di scarico ............................................................... 55
3.1 Condizioni di moto dei fluidi ................................................................ 56
3.2 Effetti dinamici in un motore a quattro tempi ....................................... 57
3.2.1 Effetto inerziale ........................................................................... 57
3.2.2 Effetti d’onda .............................................................................. 59
3.3 Collettori di aspirazione e di scarico ..................................................... 61
3.4 Modelli numerici per il calcolo dei flussi ............................................. 61
3.5 Curve di riempimento e di pressione .................................................... 64
3.5.1 Analisi delle curve di riempimento ............................................. 64
3.5.2 Analisi delle curve di pressione .................................................. 65
4 Software utilizzati .......................................................................................... 69
4.1 Gasdyn ................................................................................................... 69
4.1.1 Caratteristiche ............................................................................. 69
4.1.2 Implementazione grafica ed esecuzione ...................................... 70
4.2 Microsoft Excel ..................................................................................... 72
4.2.1 Caratteristiche ed implementazione ............................................ 72
4.3 Software CAD ....................................................................................... 73
5 Analisi del motore ......................................................................................... 75
5.1 Caratteristiche motore ........................................................................... 76
5.2 Implementazione in Gasdyn .................................................................. 77
5.3 Andamento dei risultati per il motore standard .................................... 84
5.3.1 Confronto tra il motore standard ed uno di pari cilindrata intonato
diversamente ...................................................................................................... 92
5.4 Andamento dei risultati per il motore modificato ................................. 94
7
5.5 Andamento dei risultati per il motore configurato come i datasheet 3D
.......................................................................................................................... 102
Conclusioni ...................................................................................................... 105
Bibliografia ..................................................................................................... 107
8
9
Indice delle figure
Figura 1 - Motore a combustione interna ............................................................... 17
Figura 2 - Disegno costruttivo di un motore a ciclo Otto per autovettura con
indicati i componenti principali ........................................................... 22
Figura 3 - Fasi del motore a ciclo Otto .................................................................. 25
Figura 4 - Fasi di un motore a ciclo Diesel ............................................................ 25
Figura 5 - Ciclo Otto ideale nel diagramma p - V .................................................. 26
Figura 6 – Ciclo Otto indicato nel diagramma p – V in linea continua, il ciclo
ideale in linea tratteggiata.................................................................... 27
Figura 7 - Ciclo Otto reale nel diagramma p - V ................................................... 29
Figura 8 - Diagramma p - theta con indicate le varie fasi motore .......................... 29
Figura 9 - Diagramma del riempimento per un motore da autovettura sportivo ... 32
Figura 10 - Diagramma del consumo specifico di combustibile ............................ 33
Figura 11 - Curve di coppia e potenza per un motore automobilistico .................. 34
Figura 12 - Dettaglio dei condotti di aspirazione e scarico interfacciati al cilindro
................................................................................................................................ 39
Figura 13 - Andamento pressione nel cilindro durante la fase di scarico - ricambio
fluido ................................................................................................... 40
Figura 14 - Valutazione delle perdite che influenzano il coefficiente di
riempimento ................................................................................. 42
Figura 15 - Andamento del flusso attraverso le valvole ........................................ 42
Figura 16 - Valvola a fungo con indicati i principali parametri geometrici che la
definiscono ........................................................................................ 43
Figura 17 - Confronto tra area geometrica resa disponibile dalla valvola e area
efficace .............................................................................................. 44
Figura 18 - Coefficienti di efflusso ........................................................................ 44
Figura 19 - Coefficienti di variazione dell'area di passaggio e coefficiente di
efflusso C .......................................................................................... 45
Figura 20 - Influenza del diametro della valvola di aspirazione sul riempimento . 46
Figura 21 - Limiti geometrici per i diametri valvole nella testa ............................ 47
Figura 22 - Diagramma circolare raffigurante le fasature delle valvole ................ 48
Figura 23 - Variatore di fase di prima generazione ................................................ 51
Figura 24 - Variatore di fase di seconda generazione ............................................ 52
Figura 25 - Azionamento variabile con sistema Multi air FIAT ............................ 52
Figura 26 - Schema di massima dei sistemi di aspirazione e scarico ..................... 55
Figura 27 - Schematizzazione con risonatore di Helmholtz del sistema gassoso .. 58
10
Figura 28 - Esempio di trombette di aspirazione a lunghezza variabile ................ 59
Figura 29 - Propagazione di un'onda di pressione: ................................................ 63
Figura 30 - Curve di coppia (e quindi di riempimento) di alcuni motori
monocilindrici ................................................................................. 65
Figura 31 - Andamento delle pressioni nei condotti e nel cilindro ........................ 66
Figura 32 - Curve di coppia e potenza desiderabili dalla Casa SWM ................... 76
Figura 33 - Disegno CAD del sistema di aspirazione e del motore ....................... 77
Figura 34 - Disegno 3D della testa del motore, con in evidenza le valvole, i guida
valvole ed i condotti ............................................................................ 78
Figura 35 - Schema in GASDYN del motore "standard"....................................... 78
Figura 36 - Dettaglio del sistema di aspirazione implementato ............................. 79
Figura 37 - Dettaglio del sistema di scarico implementato .................................... 79
Figura 38 - Dettaglio del corpo farfallato schematizzato ....................................... 80
Figura 39 - Menù di configurazione delle valvole ................................................. 80
Figura 40 - Coefficienti di efflusso per le valvole di aspirazione e scarico ........... 81
Figura 41 - Diagramma circolare della distribuzione............................................. 81
Figura 42 - Menù per la configurazione dei parametri motore .............................. 82
Figura 43 - Dettaglio delle quotature della camera di combustione ...................... 83
Figura 44 - Valori di A/F e dell'anticipo di accensione al variare del regime motore
................................................................................................................................ 83
Figura 45 - Condizioni dell'aria nei condotti.......................................................... 84
Figura 46 - Motore SWM durante i test al banco prova ........................................ 84
Figura 47 - Dati ricavati dal banco prova e dalla simulazione col codice GASDYN
................................................................................................................................ 85
Figura 48 - Curve di coppia e potenza ricavate sperimentalmente al banco prova 86
Figura 49 - Confronto tra curve di coppia e potenza sperimentali e simulate ....... 87
Figura 50 - Curva di riempimento ricavata tramite la simulazione ....................... 88
Figura 51 - Confronto del consumo specifico di combustibile sperimentale e
simulato in [kg/h] .............................................................................. 89
Figura 52 - Confronto del consumo specifico di combustibile sperimentale e
simulato in [g/kWh] .......................................................................... 89
Figura 53 - Confronto del rendimento globale sperimentale e simulato ................ 90
Figura 54 - Confronto della pressione media effettiva bmep sperimentale e
simulata ........................................................................................... 90
Figura 55 – Confronto della pressione media effettiva di friction fmep
sperimentale da letteratura e simulata .......................................... 91
Figura 56 - Confronto della portata d'aria nel motore sperimentale e simulata ..... 92
11
Figura 57 - Comparativa della pressione media effettiva bmep con un altro motore
125 monocilindrico ............................................................................. 93
Figura 58 - Comparativa della pressione media effettiva di friction con un altro
motore 125 monocilindrico ............................................................... 94
Figura 59 - Dettaglio del sistema di aspirazione ufficiale ...................................... 95
Figura 60 - Effetto sul riempimento della variazione dei volumi in aspirazione ... 95
Figura 61 - Confronto del riempimento tra motore standard e motore di riferimento
dai 3D .................................................................................................. 96
Figura 62 - Effetto sul riempimento della variazione delle fasature delle valvole 97
Figura 63 - Effetti sulla coppia della variazione delle fasature delle valvole ........ 97
Figura 64 - Diagramma delle pressioni al regime di massima coppia ................... 98
Figura 65 - Diagramma delle portate massiche al regime di massima coppia ....... 99
Figura 66 - Influenza sulla coppia della variazione di altri parametri motoristici . 99
Figura 67 - Menù di configurazione del monolita del catalizzatore .................... 100
Figura 68 - Schematizzazione del silenziatore con catalizzatore all'ingresso ...... 101
Figura 69 - Schematizzazione del motore secondo le specifiche 3D definitive... 102
Figura 70 - Curve di coppia con condotti in configurazione definitiva ............... 102
Figura 71 - Curve di potenza con condotti in configurazione definitiva ............. 103
Figura 72 - Curve di riempimento con modifica delle fasature e catalizzatore
installato .......................................................................................... 104
12
13
Sommario
Il lavoro di tesi svolto ha avuto come obiettivo la modellizzazione e la simulazione
monodimensionale dei condotti di aspirazione e scarico di un motore
monocilindrico quattro tempi della Casa motociclistica SWM MOTORCYCLES al
fine di valutarne le prestazioni ed ottimizzarle, agendo sulle geometrie e sulle
caratteristiche ad esse legate. I risultati ottenuti dal modello sono stati confrontati
con le prestazioni rilevate dalle prove di prestazioni effettuate al banco prova della
SWM.
Le simulazioni monodimensionali del motore sono state eseguite utilizzando un
software apposito sviluppato dal gruppo di ricerca del Dipartimento di Energetica
del Politecnico di Milano. Le analisi e le comparative dei risultati sono state
realizzate tramite l’utilizzo di fogli di calcolo di Microsoft Excel.
Il motore in oggetto era già esistente, quindi ci si è focalizzati sulla valutazione
delle performance della configurazione testata al banco prova, confrontando i
risultati numerici con le acquisizioni sperimentali, e sull’analisi delle possibili
migliorie fluidodinamiche da apportare per incrementarne le prestazioni; sono
state svolte ottimizzazioni del setup motore e di altri componenti, come fasatura
delle valvole, friction e geometrie dei condotti, al fine di avvicinarsi ai target
prestazionali desiderati dall’azienda.
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15
Introduzione
Inventato nel 1853 da Felice Matteucci, il motore a combustione interna è la
macchina termica oggi più utilizzata per la movimentazione di autoveicoli e
motoveicoli data la sua relativa semplicità costruttiva ed essendo caratterizzata
dall’avere un rapporto potenza-peso favorevole.
Fino agli anni ’70 lo sviluppo dei motori era rivolto all’incremento continuo delle
prestazioni, ma negli ultimi decenni, oltre a questo aspetto, si è posta particolare
attenzione anche alle problematiche ambientali dovute alle emissioni di sostanze
inquinanti. Si è perciò cercato di aumentare l’efficienza energetica dei motori al
fine di aumentarne le prestazioni e ridurne le emissioni ed il consumo di
combustibile.
Lo sviluppo e l’utilizzo di calcolatori con capacità di calcolo sempre maggiore
hanno permesso di entrare in una nuova era della progettazione motoristica,
consentendo di realizzare metodi numerici capaci di modellare sia la
fluidodinamica interna al motore sia il suo funzionamento d’insieme. Questo
utilizzo sempre più spinto della tecnologia informatica ha permesso di andare oltre
le prove sperimentali al banco e di ottenere valori di grandezze interne al motore
che prima erano difficilmente valutabili.
Particolare sviluppo hanno avuto i codici di calcolo per lo studio dei flussi
instazionari all’interno dei condotti di aspirazione e scarico di un motore; come si
vedrà nel seguito da queste grandezze dipende direttamente l’efficienza e la
potenza della macchina termica.
Allo stato attuale dell’arte l’utilizzo di questi codici è consolidato ed i valori da
essi ottenuti sono ritenuti accettabili e attendibili.
Questo nuovo tipo di progettazione “teorica” ha permesso di ridurre notevolmente
i costi e i tempi di sviluppo di un nuovo propulsore e di determinare agilmente le
grandezze fondamentali che caratterizzano un determinato fenomeno.
Il presente elaborato di tesi si è focalizzato sulla modellazione fluidodinamica
monodimensionale dei condotti di aspirazione e scarico di un motore per uso
motociclistico stradale. Si è svolta un’analisi dettagliata dei diversi fattori che
influenzano le prestazioni del propulsore, valutandoli separatamente per rendere
più chiara la comprensione.
16
Lo studio proposto è articolato nei cinque capitoli di seguito brevemente descritti.
1. Nel primo capitolo vengono presentate le caratteristiche dei motori a
combustione interna a quattro tempi e vengono esposte le grandezze
geometriche e cinematiche che ne influenzano le prestazioni.
2. Nel secondo capitolo viene presentato il processo di alimentazione dell’aria
nel motore a quattro tempi; ci si focalizzerà sulle condizioni di flusso
attraverso le valvole e sulla fasatura che queste devono avere.
3. Nel terzo capitolo si presentano i concetti fondamentali inerenti ai condotti
di aspirazione e di scarico e vengono illustrate le equazioni che governano
il moto di un flusso comprimibile in un condotto monodimensionale.
4. Nel quarto capitolo vengono esplicati i software che si sono utilizzati: il
codice Gasdyn, per le simulazioni monodimensionali del funzionamento
del propulsore, e l’elaboratore di fogli di calcolo Microsoft Excel per
l’analisi e la presentazione dei risultati ottenuti.
5. Nel quinto capitolo è presentata la modellazione monodimensionale
completa del motore effettuata con il software Gasdyn e vengono mostrati i
vari step percorsi al fine di valutare e ottimizzare le prestazioni del motore.
17
Capitolo 1
Il motore a combustione interna
Figura 1 - Motore a combustione interna
Il motore a combustione interna è una macchina motrice endo-termica, che
consente di ottenere un lavoro meccanico utile all’albero motore convertendo, al
suo interno, la maggior quantità possibile dell’energia chimica sprigionata dalla
combustione di una miscela di aria-combustibile.
Il fluido di lavoro, che espandendosi e comprimendosi all’interno della macchina
scambia energia con i suoi organi mobili, inizialmente è composto da aria e
combustibile e successivamente, dopo il processo di combustione, dai prodotti di
ossidazione del combustibile in aria. La denominazione “interna” è rappresentativa
del fatto che la combustione avviene all’interno della macchina stessa senza dover
18
ricorrere ad alcun componente esterno, e che la fonte di energia è interna al fluido
di lavoro impiegato.
Va precisato che secondo la definizione data, anche le turbine a gas
apparterrebbero a questa categoria di motori, ma storicamente la dizione “motori a
combustione interna” è stata riservata prevalentemente a macchine volumetriche.
I motori a combustione interna hanno il grande vantaggio di non necessitare di
appositi scambiatori di calore per garantire lo svolgimento del ciclo di lavoro, ma
ciò genera anche una limitazione sui combustibili impiegabili come fluido di
lavoro. Infatti essi devono avere determinate caratteristiche al fine di assicurare il
completamento del processo di combustione nei modi e nei tempi opportuni.
Queste caratteristiche hanno fatto sì che i motori a combustione interna, per la loro
semplicità, compattezza ed elevato rapporto potenza-peso, si siano imposti come
sistemi di propulsione dei mezzi di trasporto (terrestri, navali e aerei) e come
generatori di potenza.
1.1 Classificazione dei motori
I criteri per la classificazione dei motori a combustione interna sono numerosi ma
si possono distinguere in base ai seguenti parametri che ne caratterizzano il
funzionamento:
modo di avviare la combustione del fluido di lavoro: ad accensione
comandata da una scintilla (motori a ciclo Otto), ad accensione spontanea
per compressione (motori a ciclo Diesel);
durata del ciclo descritto: ciclo completo in quattro corse del pistone
(motori 4 tempi), in due corse (motori 2 tempi);
natura del combustibile usato: benzina, gasolio, gas, alcool, olio
combustibile, doppio combustibile (gas come base e liquido per avviare la
combustione), motori poli-combustibili;
alimentazione dell’aria: motore aspirato, sovralimentato, turbocompresso;
alimentazione del combustibile: a carburazione, a iniezione nel cilindro
(iniezione diretta), a iniezione nel collettore d’aspirazione (iniezione
indiretta);
regolazione del carico per variazione: della composizione della miscela
(variando la quantità di combustibile), della quantità di carica introdotta
per ciclo (di composizione circa costante), per combinazione dei due
metodi;
19
tipo di moto delle parti del motore in movimento: alternativo, oscillante,
rotatorio;
sistema di raffreddamento: ad aria, a liquido, motore adiabatico.
1.2 Campi di impiego
Per determinare il campo di impiego più appropriato di ogni categoria di motori, si
effettua un confronto dei pregi e dei difetti dei motori Otto e Diesel e dei motori
due e quattro tempi.
1.2.1 Motori Otto e Diesel
Il motore Diesel presenta alcuni svantaggi rispetto al motore Otto:
un peso maggiore del motore a gasolio a pari potenza sviluppata in quanto
necessita di rapporti di compressione superiori per far auto-accendere la
carica, e questo comporta l’esigenza di avere una struttura più solida e
quindi più pesante e ingombrante. Ciò preclude l’utilizzo di leghe leggere
per problemi di resistenza meccanica e quindi il rapporto potenza-peso è
circa tre volte quello del motore ad accensione comandata. Negli ultimi
anni sono stati progettati motori Diesel in lega d’alluminio, ma non sono
ancora consolidati;
il processo di combustione è più lento e non permette di raggiungere regimi
di rotazione elevati come sul motore Otto. Questa caratteristica fa sì che la
potenza specifica per unità di cilindrata sviluppata è nettamente inferiore a
quella del motore a benzina;
le elevate masse degli organi in movimento e la ruvidezza del processo di
combustione, lo rendono più rumoroso e vibrante e di conseguenza la sua
installazione risulta più costosa e complessa.
In opposizione, il motore Diesel presenta i seguenti vantaggi rispetto al motore
Otto:
un rendimento globale migliore, garantito dal fatto che i rapporti di
compressione sono nettamente superiori (circa doppi) rispetto al motore
Otto. Ciò consente di espandere e raffreddare maggiormente i gas combusti
ricavandone quindi più energia termica;
20
il rendimento del motore peggiora meno rapidamente al diminuire del
carico grazie al diverso sistema di regolazione che può essere impiegato sul
motore Diesel. Questo sistema consente di aumentare il rapporto aria-
combustibile per diminuire la potenza sviluppata dal motore, facendo
risultare il motore Diesel particolarmente indicato per quelle applicazioni
che richiedono funzionamenti del propulsore a carico parziale;
i combustibili che impiega sono meno pregiati della benzina ed avendo un
minor consumo specifico, per quanto evidenziato al punto precedente, lo
rendono più economico del motore Otto;
genera una coppia motrice maggiore a pari potenza erogata in quanto ha
regimi di rotazione più bassi. Questo aspetto lo rende più guidabile di un
motore Otto essendo capace di rispondere più rapidamente alle variazioni
di resistenza affrontate.
Si evince quindi, che il motore Diesel trova impiego naturale in quelle applicazioni
dove il costo di esercizio del motore è prevalente rispetto ai problemi di ingombro
e peso. Ciò ha fatto sì che questo tipo di propulsore abbia avuto grande utilizzo nei
settori dove ai motori a combustione interna è richiesta una potenza medio-elevata,
come ad esempio nei trasporti industriali su strada, nei mezzi agricoli, nei mezzi
ferroviari e navali e come generatori di potenza in impianti fissi.
Il motore Otto, invece, è particolarmente indicato per l’utilizzo nel campo delle
basse potenze, dove risultano prevalenti altri fattori, quali l’elevata potenza
specifica, la leggerezza, il ridotto ingombro e la dolcezza di funzionamento; risulta
quindi adatto per le applicazioni nei mezzi di trasporto leggeri e negli impianti
mobili di bassa potenza.
1.2.2 Motori a due tempi e a quattro tempi
Il motore a due tempi a ciclo Otto presenta i seguenti vantaggi rispetto al
corrispondente motore a quattro tempi:
una più elevata potenza specifica che, a parità di altre condizioni, è circa
doppia in quanto la fase utile la si ottiene ad ogni giro dell’albero motore e
non ogni due come avviene nel motore quattro tempi. Nella realtà la
sostituzione della carica fresca al termine di ogni ciclo è peggiore e quindi
l’incremento di potenza è di circa il 50-60% in più e non proprio il doppio;
21
una maggiore semplicità costruttiva dovuta al fatto che la frequenza del
ciclo è la stessa di quella dell’albero motore; grazie a questa caratteristica è
possibile utilizzare direttamente il pistone per comandare le luci di
aspirazione e scarico ricavate nel cilindro, senza aver bisogno di valvole e
sistemi di comando ad esse legati. Inoltre per le applicazioni più
miniaturizzate e meno potenti, come ad esempio le macchine da giardino, è
possibile ricorrere al raffreddamento ad aria, non necessitando di radiatori
ingombranti e di altri sistemi ausiliari;
una coppia motrice erogata più uniforme in quanto, come detto, il ciclo
utile si realizza ad ogni giro dell’albero motore; questa particolarità è ben
evidente nel caso di un monocilindrico a due tempi che arriva ad erogare la
stessa coppia di un bicilindrico a quattro tempi.
Per contro, il motore a due tempi a ciclo Otto presenta i seguenti svantaggi a
confronto con il corrispondente quattro tempi:
il rendimento è più basso perché la fase utile del ciclo viene sacrificata
nella sua parte finale quando il pistone è prossimo al punto morto inferiore
per consentire lo scarico dei gas combusti e l’introduzione nella nuova
carica fresca in camera;
la sostituzione del fluido di lavoro alla fine del ciclo è peggiore rispetto al
quattro tempi e causa della non completa fuoriuscita dei gas combusti del
ciclo precedente che inquinano la nuova carica introdotta; può anche
accadere che parte del nuovo fluido venga “cortocircuitato” direttamente
nello scarico ottenendo quindi un ulteriore aumento del consumo specifico
di combustibile ed una qualità dei gas combusti peggiore;
le sollecitazioni termiche e meccaniche degli organi del motore sono più
elevate a causa del susseguirsi di continue fasi di compressione ed
espansione, non intervallate da fasi dedicate alla sostituzione del fluido che
sono caratterizzate da temperature inferiori.
Queste particolarità rendono il motore a due tempi particolarmente adatto alle
applicazioni nel settore delle basse potenze come piccoli fuori-bordo, gruppi
portatili e motoslitte.
Lo scarico di sostanze più inquinanti ne ha precluso l’utilizzo nelle potenze più
elevate in seguito all’introduzione di legislazioni antiinquinamento sempre più
stringenti.
22
Il motore a due tempi a ciclo Diesel, invece, ha trovato applicazione stabile nel
campo delle potenze molto elevate dei motori a combustione interna, come la
propulsione di grosse navi, generatori fissi di potenza e locomotive. Queste
applicazioni di un Diesel lento, consentono di ottenere un buon lavaggio del
cilindro con sola aria, di aumentare il rendimento globale grazie alla turbo-
sovralimentazione e di utilizzare combustibili scadenti con residui solidi grazi
all’assenza delle valvole.
1.3 Parametri caratteristici
Nel presente paragrafo vengono presentate le caratteristiche generali dei motori a
combustione interna e sono introdotte quelle grandezze geometriche e cinematiche
che risulteranno indispensabili per la comprensione di concetti relativi alla potenza
motore, al riempimento della carica ed altre considerazioni introdotte nel seguito
della trattazione.
1.3.1 Schema costruttivo
Al fine di rendere più chiaro e comprensibile il funzionamento di un motore a
combustione interna a quattro tempi, ne viene riportato un disegno costruttivo
raffigurante gli organi principali:
Figura 2 - Disegno costruttivo di un motore a ciclo Otto per autovettura con indicati i componenti principali
23
La struttura del propulsore in oggetto è similare sia per il motore ad accensione
comandata che per quello ad accensione per compressione; vi sono alcune
soluzioni costruttive che possono variare da motore a motore ma non ne
modificano il principio di funzionamento, come ad esempi il tipo di distribuzione
o di iniezione adottati.
L’elemento fondamentale del funzionamento del motore a combustione interna è il
pistone; esso scorre in un cilindro, solidale al monoblocco, ed è collegato tramite
una biella all’albero motore (o albero a gomiti) in modo decentrato. Questo tipo di
connessione viene detto manovellismo ordinario centrato e consente di trasformare
il moto rettilineo alternato del pistone in un moto rotatorio dell’albero a gomiti e
quindi fornire potenza e coppia al treno della trasmissione a valle del motore. Il
pistone è munito di fasce elastiche, che hanno la duplice funzione di mantenere la
pressione nella camera di combustione ed evitare la fuoriuscita dei gas combusti, e
di fasce raschia-olio, che hanno il compito di evitare trafilamenti di olio dal
basamento verso il cilindro. La parte superiore del cilindro è chiusa dalla testata;
tra quest’ultima e il pistone è ricavata una camera di combustione in cui la miscela
aria-combustibile viene bruciata ed in cui sono presenti le valvole, che consentono
l’ingresso della carica fresca e la fuoriuscita dei gas combusti, e la candela nel
caso di motore Otto. Le valvole sono azionate in maniera diretta o indiretta da uno
o più alberi a camme (o albero della distribuzione); nel caso di comando diretto
l’albero della distribuzione è montato in testa al motore ed aziona le valvole
tramite dei bicchierini o dei bilancieri; nel caso indiretto l’albero a camme si trova
nella parte bassa del motore, all’altezza della base del cilindro, e comanda i
bilancieri in testa al motore tramite delle aste. La candela viene azionata tramite un
organo elettro-meccanico detto spinterogeno o tramite una centralina elettronica.
L’iniezione del combustibile nel cilindro può essere di tipo diretta, se viene
iniettato direttamente nella camera di combustione tramite un iniettore inserito
nella testa del motore come avviene obbligatoriamente nel motore Diesel e nel
motore Otto più evoluto, oppure si può avere l’iniezione indiretta in cui l’iniettore
spruzza il combustibile nel collettore di aspirazione collegato a monte della
valvola di ammissione.
1.3.2 Grandezze cinematiche e geometriche
Vengono di seguito esplicate le grandezze caratteristiche di un generico motore a
24
combustione interna:
alesaggio D (o bore): diametro interno della canna del cilindro in cui
scorre il pistone;
corsa C (o stroke): distanza tra i due punti estremi della corsa del pistone
nel cilindro e pari al doppio del raggio di manovella;
PMS (o tdc): acronimo di punto morto superiore, ossia il punto in cui il
pistone si trova più vicino alla testa del cilindro;
PMI (o bdc): acronimo di punto morto inferiore, ossia il punto in cui il
pistone si trova più lontano dalla testa del cilindro;
sezione traversale del cilindro Ac: area della sezione del cilindro normale
all’asse e pari a:
𝐴𝑐 = 𝜋 𝐷2
4
cilindrata V: volume generato dal pistone durante la sua corsa tra i due
punti morti:
𝑉 = 𝐴𝑐𝐶 = 𝜋 𝐷2
4
rapporto volumetrico di compressione r: rapporto tra il volume massimo
del cilindro quando il pistone è al PMI, e il volume minimo tra testa e cielo
del pistone al PMS che è il volume della camera di combustione Vc:
𝑟 = 𝑉+𝑉𝑐
𝑉𝑐
velocità di rotazione dell’albero motore: velocità angolare dell’albero a
gomiti misurata in numero di giri n completati in un secondo:
𝜔 = 2 𝜋 𝑛
velocità media del pistone 𝑢𝑝: velocità media del pistone relativa ad un
giro completo dell’albero motore, durante il quale il pistone percorre una
distanza pari a due volte la corsa:
𝑢𝑝 = 2 𝐶 𝑛
1.3.3 Funzionamento del motore a quattro tempi
Il motore a quattro tempi è caratterizzato da un ciclo di lavoro suddiviso in quattro
fasi che si ripetono periodicamente ogni due giri dell’albero motore, cioè dopo
720°.
Le fasi del ciclo sono:
25
1. aspirazione: il pistone scende dal PMS al PMI con la valvola di aspirazione
che si apre, e crea una depressione che richiama carica fresca (aria o
miscela aria-combustibile) dal condotto di aspirazione al cilindro;
2. compressione: dopo poco che il pistone ha iniziato la salita dal PMI, la
valvola di aspirazione si chiude e lo stantuffo sale al PMS comprimendo la
carica fino al valore massimo di pressione r;
3. scoppio ed espansione: appena prima che il pistone raggiunga il PMS si ha
l’accensione della carica o tramite una candela, che fa scoccare una
scintilla che incendia la miscela (nel caso di motore Otto), o grazie
all’autoaccensione spontanea (nel caso di motore Diesel). Questa
combustione libera una grande quantità di energia che fa innalzare
temperatura e pressione dei gas in camera; i gas caldi così generati
premono sul pistone e lo spingono verso il PMI generando la fase di lavoro
utile all’albero a gomiti. Poco prima che il pistone giunga al PMI la valvola
di scarico inizia ad aprirsi per consentire la fuoriuscita dei gas combusti;
4. scarico: il pistone risale verso il PMS con la valvola di scarico ancora
aperta e spinge verso l’esterno i gas di scarico. Prima che il pistone giunga
al PMS la valvola di aspirazione comincia ad aprirsi per consentire un
miglior lavaggio della camera.
Figura 3 - Fasi del motore a ciclo Otto
Figura 4 - Fasi di un motore a ciclo Diesel
26
1.4 Cicli e diagrammi di lavoro
Nel motore a combustione interna si possono definire tre cicli di lavoro a seconda
delle ipotesi e delle assunzioni fatte. Vengono di seguito descritti solo i diagrammi
relativi al motore Otto, quello Diesel verrà tralasciato in quanto non sarà trattato
nel presente elaborato.
1.4.1 Ciclo ideale
Un ciclo è detto ideale o teorico (o di Carnot) se si considerano sia la macchina
termica sia il fluido in essa operante ideali. Questo tipo di motore ha il rendimento
maggiore idealmente ottenibile in quanto scambia calore in modo adiabatico con le
sorgenti di calore. Macchine di questo tipo non sono realizzabili nella realtà.
Figura 5 - Ciclo Otto ideale nel diagramma p - V
1.4.2 Ciclo indicato
Un ciclo è detto indicato se si considerano sia il motore che il suo fluido di lavoro
reali, con quindi delle perdite energetiche.
Le grandezze che descrivono questo ciclo sono dette grandezze indicate e sono
rilevate direttamente in camera di combustione tramite appositi trasduttori di
pressione e di volume.
27
Questo ciclo di funzionamento è caratterizzato da rendimento inferiore rispetto al
ciclo ideale a causa di vari fattori:
perdite di pressione nelle fasi di spirazione e scarico, ossia non sono fasi
isobare come nel ciclo ideale;
perdite di calore durante le fasi di compressione ed espansione;
combustione non istantanea: nel ciclo ideale essa è descritta come una
trasformazione isocora, cioè a volume costante; nella realtà la combustione
ha una durata angolare di circa 50° di manovella e questo comporta perdite
non indifferenti sul ciclo di lavoro;
apertura valvola di scarico non istantanea: nel ciclo ideale la valvola di
scarico apre istantaneamente consentendo di estrarre il calore in maniera
immediata; nel ciclo reale la fase di scarico dura circa 270° di manovella e
questo provoca perdite sul ciclo di lavoro del motore;
pressioni e temperature massime differenti: questo perché il fluido reale
cambia le sue proprietà e aumenta i suoi calori specifici con l’aumento
della temperatura; inoltre anche le reazioni di dissociazione durante la
combustione generano prodotti intermedi che assorbono calore e
contribuiscono ad abbassare la temperatura nella camera di combustione;
ciclo di pompaggio: è la fase di ricambio del fluido di lavoro e comporta
perdite crescenti all’aumentare della parzializzazione del carico motore.
Questo è dovuto al fatto che nei motori Otto tradizionali il carico viene
parzializzato mediante una valvola a farfalla che riduce la sezione utile del
condotto di aspirazione e comporta quindi un abbassamento della pressione
nel cilindro durante la fase di aspirazione;
Figura 6 – Ciclo Otto indicato nel diagramma p – V in linea continua, il ciclo ideale in linea tratteggiata
28
Il lavoro indicato risultante da questo ciclo è dato dalla circuitazione lungo la linea
chiusa nel diagramma p-V ed è pari alla somma del lavoro positivo effettuato dal
ciclo motore e del ciclo negativo effettuato dal ciclo di pompaggio:
𝐿𝑖 = ∮ 𝑝𝑑𝑉𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜
La potenza indicata che ne consegue è:
𝑃𝑖 = 𝐿𝑖 𝑓𝑐 = 𝐿𝑖 𝑛
𝜀
dove 𝑓𝑐 è la frequenza del ciclo di lavoro, ε è un parametro che ha valore 1 nel caso
di motori a due tempi e valore 2 nel caso di motori a quattro tempi, e n è il numero
di giri del motore.
Nella pratica comune per confrontare motori diversi, si usa riferire il lavoro
indicato all’unità di cilindrata V; si ottiene così la pressione media indicata 𝑝𝑚𝑖:
𝑝𝑚𝑖 = 𝐿𝑖
𝑉 =
1
𝑉 ∫ 𝑝𝑑𝑉
𝑐𝑖𝑐𝑙𝑜
Si può ridefinire la potenza indicata come:
𝑃𝑖 = 𝑝𝑚𝑖 𝑉 𝑛
𝜀
1.4.3 Ciclo effettivo
Il ciclo di lavoro effettivo è legato al ciclo indicato ma le grandezze effettive sono
riferite all’esterno del cilindro; è presente quindi un rendimento organico
correttivo 𝜂𝑜 che tiene conto delle perdite organiche tra l’interno del cilindro e
l’albero motore, come ad esempio le perdite per attrito e per resistenze inerziali
degli organi in movimento.
Il rendimento organico diminuisce al ridursi del carico ed al crescere della velocità
media del pistone 𝑢𝑝̅̅ ̅.
Esso viene così definito:
𝜂𝑜 = 𝑃𝑒
𝑃𝑖
In analogia al ciclo indicato è possibile calcolare una pressione media effettiva
𝑝𝑚𝑒:
𝑝𝑚𝑒 = 𝜂𝑜 𝑝𝑚𝑖
29
Si può definire la potenza effettiva come:
𝑃𝑒 = 𝑝𝑚𝑒 𝑉 𝑛
𝜀
Quanto più la 𝑝𝑚𝑒 ed il 𝜂𝑜 sono elevati, tanto migliore è stato lo sfruttamento della
cilindrata del motore per un determinato regime di rotazione.
Figura 7 - Ciclo Otto reale nel diagramma p - V
1.4.4 Diagramma pressioni – θ
Per descrivere l’andamento delle grandezze caratteristiche di un motore a quattro
tempi si utilizzano dei diagrammi appositi; è stato presentato al paragrafo
precedente il diagramma pressione-volume p-V ma ve ne sono anche altri utili alla
comprensione delle variabili che influenzano le prestazioni di un motore.
Figura 8 - Diagramma p - theta con indicate le varie fasi motore
30
Il digramma delle pressioni in funzione degli spostamenti angolari dell’albero
motore consente di visualizzare l’andamento delle pressioni interne al cilindro
durante le corse del pistone nelle fasi del ciclo:
1. aspirazione: il tratto 1-2 presenta una pressione superiore a quella
atmosferica in quanto la fase di scarico non si è ancora conclusa; alla
chiusura della valvola di scarico il pistone inizia a muoversi verso il PMI e
genera una depressione nel cilindro che richiama carica dal collettore di
immissione tramite la valvola di aspirazione che si sta aprendo (tratto 2-3).
Quando il pistone giunge al PMI inverte il suo moto e comincia a
comprimere la carica fresca che sta ancora entrando nel cilindro. La
valvola di aspirazione dovrebbe chiudersi al PMI (punto 3) ma viene
chiusa con un certo ritardo (punto 4) in quanto si sfrutta l’inerzia della
massa fluida in ingresso nel cilindro (effetto RAM) che è massima quando il
pistone si muove in prossimità del PMI. In questo modo si aumenta il
riempimento del cilindro;
2. compressione: il pistone salendo verso il PMS comprime la carica e, dato
che le valvole sono entrambe chiuse, la pressione aumenta (tratto 4-6);
3. combustione ed espansione: dato che la carica non si accende
istantaneamente allo scoccare della scintilla della candela, si prevede un
certo anticipo di accensione in modo tale da avere un corretto innesco della
miscela aria-combustibile. Solitamente l’anticipo è variabile in funzione
del regime di rotazione del motore e va dai 10 ai 40° di anticipo rispetto al
PMS (punto 5). Con la combustione della carica, la pressione e la
temperatura raggiungono i valori massimi (punto 7) per poi calare durante
la fase di espansione, nella quale i gas caldi si espandono e spingono il
pistone verso il PMI. Teoricamente l’espansione dovrebbe durare fino al
PMI ma siccome la fase di scarico non è istantanea, la si interrompe al
punto 8 e si sfrutta la pressione interna al cilindro (ancora superiore a
quella atmosferica) per iniziare ad espellere i gas combusti.
Nel caso si considerasse il ciclo senza combustione (ciclo trascinato), si
otterrebbe la pressione massima al PMS nel punto 6’;
4. scarico: appena viene aperta la valvola di scarico, nel cilindro si ha un
repentino calo di pressione. Se i condotti di scarico sono studiati
correttamente, per effetto dell’inerzia della colonna fluida, si può avere un
picco di depressione nel punto 10. Il pistone risale verso il PMS ed espelle
i gas combusti ancora presenti nel cilindro fino al punto 12 in cui viene
aperta la valvola di aspirazione con un certo anticipo. La valvola di scarico
31
viene chiusa con un certo ritardo dopo il PMS per sfruttare la fase di
contemporanea apertura di entrambe le valvole (incrocio delle valvole) e
fare in modo di ottenere un migliore lavaggio della camera di combustione.
Come si vedrà nel seguito la fasatura delle valvole e la fasatura di accensione sono
parametri che influiscono pesantemente sul rendimento del motore e sulle
prestazioni da esso sviluppate.
1.5 Prestazioni di un motore
Quando si parla di prestazioni di un motore ci si riferisce solitamente alla coppia,
alla potenza ed ai consumi che lo caratterizzano.
Nel presente capito vengono presentati i diagrammi relativi a queste caratteristiche
e i parametri che le influenzano.
1.5.1 Coefficiente di riempimento
La quantità di aria fresca che viene aspirata in un ciclo dal motore, è diversa da
quella che teoricamente potrebbe riempire un volume pari alla sua cilindrata
geometrica. Viene quindi definito un parametro che descrive questa discrepanza
tra la massa fluida ideale 𝑚𝑡 e quella reale aspirata dal cilindro 𝑚𝑎; questo
parametro è detto coefficiente di riempimento (o rendimento volumetrico) λ𝑣:
λ𝑣 = 𝑚𝑎
𝑚𝑡
La massa d’aria effettivamente aspirata è data da:
𝑚𝑎 = 𝑚𝑎̇ 𝜀
𝑛
La massa d’aria teorica è calcolata come:
𝑚𝑡 = 𝑉 𝜌𝑎
Il riempimento volumetrico si può quindi anche scrivere come:
λ𝑣 = 𝑚𝑎
𝑚𝑡=
𝑚𝑎
𝑉 𝜌𝑎
Questo coefficiente rende l’idea del grado di utilizzo della cilindrata disponibile
del motore; può essere valutato per via sperimentale al banco prova tramite
debimetri che calcolano la portata d’aria aspirata dal motore, o tramite modelli di
calcolo che simulino il processo di ricambio del fluido.
32
A seconda dell’applicazione del motore cambia il range di giri a cui si desiderano
ottenere le prestazioni massime erogabili dal propulsore (intonazione del motore).
Come si vedrà nel seguito, una corretta “intonazione” del motore consente di avere
un riempimento migliore al regime desiderato agendo sui condotti di aspirazione.
Dal coefficiente di riempimento dipendono direttamente grandezze come la coppia
motrice e quindi la potenza del motore.
Figura 9 - Diagramma del riempimento per un motore da autovettura sportivo
intonato ad un elevato regime di rotazione
1.5.2 Consumo specifico di combustibile
Per produrre la 𝑃𝑒 richiesta, un motore utilizza una portata di aria 𝑚𝑎 e una portata
di combustibile 𝑚𝑐, opportunamente dosati. Il loro rapporto rappresenta il
parametro di dosatura 𝛼:
𝛼 = 𝑚𝑎̇
𝑚𝑐̇
ed influisce direttamente sul processo di combustione e sui consumi.
Nel caso di motori Otto, 𝛼 assume valori compresi tra 12 e 18 in quanto la
regolazione della potenza viene fatta variando la quantità di carica aspirata ad ogni
ciclo, agendo sulla valvola a farfalla.
Un parametro che consente di valutare l’efficienza con cui un motore sfrutta il
combustibile per produrre energia meccanica è il consumo specifico di
combustibile 𝑐𝑠𝑐:
33
𝑐𝑠𝑐 = 𝑚𝑐̇
𝑃𝑒
Dato che 𝑐𝑠𝑐 non è adimensionale, si preferisce introdurre il consumo specifico di
energia 𝑐𝑠𝑒 riferito al potere calorifero inferiore del combustibile 𝐻𝑖:
𝑐𝑠𝑒 = 𝑚𝑐̇ 𝐻𝑖
𝑃𝑒
Da esso è possibile ricavare il rendimento globale del motore 𝜂𝑔:
𝜂𝑔 = 1
𝑐𝑠𝑒=
𝑃𝑒
𝑚𝑐̇ 𝐻𝑖
I motori Otto per propulsione automobilistica e motociclistica hanno un
rendimento globale compreso tra 0.30 e 0.40.
Il rendimento più elevato e quindi il consumo specifico minore, li si ottiene al
regime di massima coppia motrice al 100% del carico motore, cioè nel punto in cui
è massima la 𝑝𝑚𝑒.
𝑀𝑒 = 1
2 𝜋 𝜀 𝑝𝑚𝑒 𝑉
𝑝𝑚𝑒 = 𝜂𝑔
𝐻𝑖
𝛼 λ𝑣 𝜌𝑎
𝑃𝑒 = 𝑀𝑒 𝜔 = 𝑀𝑒 2 𝜋 𝑛
60
Figura 10 - Diagramma del consumo specifico di combustibile
34
1.5.3 Curve caratteristiche
Le curve che caratterizzano un motore a combustione interna sono quelle che
rappresentano la coppia motrice 𝑀𝑒 e la potenza effettiva 𝑃𝑒 in funzione del
regime di rotazione del motore.
In condizioni di funzionamento stazionarie, un motore può essere regolato agendo
sul regime di rotazione e sul carico. Per poter ottenere dei grafici univoci, si
assumono come condizioni operative quelle a massimo carico o piena ammissione,
ossia a valvola a farfalla completamente aperta; in questo modo si ricavano al
banco prova le prestazioni limite che il motore può garantire.
Figura 11 - Curve di coppia e potenza per un motore automobilistico
Si può osservare che la coppia e potenza presentano valori massimi per regimi
nettamente differenti: si preferisce avere una coppia elevata già a bassi regimi per
avere un motore più elastico e pronto alle variazioni di carico e consentire così una
migliore guidabilità. Il valore di coppia lo si ha massimo al regime che massimizza
il riempimento, e poi cala con esso all’aumentare del numero di giri n perché
crescono le perdite organiche.
Nonostante la coppia cali dopo il suo picco, la potenza continua ad aumentare al
crescere del regime n fino ad un massimo, oltre il quale il calo di coppia è così
elevato da non poter essere bilanciato dell’aumento del numero di giri. Ciò
comporta che se si desidera avere un motore con alta coppia ai bassi regimi, la sua
potenza massima non potrà essere molto elevata e viceversa.
35
1.5.4 Parametri che influenzano le prestazioni
Vi sono alcuni parametri che caratterizzano un motore che sono strettamente legati
alle sue prestazioni, intese sia come potenza e coppia sia come rendimenti e
perdite. Di seguito ne vengono presentati alcuni:
velocità media del pistone 𝑢𝑝: genera delle perdite per attrito sulle pareti
del cilindro che comportano una perdita di potenza crescente all’aumentare
di 𝑢𝑝; le forze di inerzia inoltre sono proporzionali al quadrato della
velocità di rotazione, e quindi alla 𝑢𝑝 stessa;
rapporto corsa/alesaggio C/D: ha una notevole influenza sul coefficiente
di riempimento λ𝑣. Una diminuzione di questo rapporto consente di avere
un alesaggio del cilindro maggiore e quindi la possibilità di installare sedi
valvole e valvole più grandi per aumentare il riempimento, e raggiungere
regimi più elevati a pari sollecitazioni meccaniche. A seconda di questo
rapporto, i motori vengono detti “quadri” (corsa e alesaggio circa uguali),
“superquadri” (alesaggio maggiore della corsa) e “sottoquadri” (alesaggio
minore della corsa).
Nei motori di cilindrata contenuta per uso stradale avere una corsa del
pistone corta ha alcuni vantaggi:
aumento della potenza massima erogabile dal motore;
riduzione della 𝑢𝑝 a pari numero di giri con conseguente calo delle
perdite;
possibilità di posizionare le valvole in modo migliore ed
aumentarne il diametro.
Per contro un motore a corsa lunga ha il vantaggio di consentire un miglior
raffreddamento del cilindro e del pistone in quanto ha un rapporto
superficie/volume più elevato;
dimensioni del cilindro: dato che la potenza effettiva 𝑃𝑒 è direttamente
proporzionale alla cilindrata 𝑉 e quindi al quadrato del diametro del
cilindro 𝐷, ne deriva che a pari 𝑛 e 𝑝𝑚𝑒, la potenza cresce come 𝐷2. Con
un diametro del pistone eccessivamente alto, si hanno problemi di
raffreddamento che provocano un peggioramento delle prestazioni della
camera di combustione;
regime di rotazione: per ottenere potenze elevate con cilindrate ridotte,
come per i motori motociclistici, si ricorre solitamente ad innalzare il
36
regime di rotazione massimo, entro i limiti della 𝑢𝑝, delle inerzie delle
parti mobili e degli attriti;
numero e disposizione dei cilindri: queste scelte sono funzione delle
prestazioni richieste al motore, delle esigenze e dei costi di fabbricazione.
Si considerano due casi a pari cilindrata totale:
molti cilindri a piccola cilindrata unitaria;
pochi cilindri a grande cilindrata unitaria.
La prima soluzione ha dei vantaggi rispetto alla seconda:
possibilità di aumentare 𝑛 per ottenere una maggiore potenza
specifica senza avere perdite eccessive legate alle inerzie in
quanto le masse in movimento sono in numero maggiore ma in
peso minore;
maggiore facilità di raffreddamento dei cilindri;
coppia motrice più uniforme con conseguente vantaggio sulla
guidabilità del veicolo;
equilibramento migliore delle masse in movimento con derivante
calo delle vibrazioni.
Per contro si hanno i seguenti svantaggi:
aumento della lunghezza dell’albero motore nel caso di cilindri
disposti in linea che causa problemi di ingombro;
aumento dei costi di produzione.
Una volta scelto il numero dei cilindri, si hanno varie possibilità per la loro
disposizione: in linea, a V, a W, a stella, contrapposti sono le
configurazioni più usate. Nel caso di motoveicoli la scelta si restringe al
posizionamento in linea o a V;
fasatura di accensione: è l’angolo di anticipo rispetto al PMS a cui bisogna
far scoccare la scintilla della candela per avere una combustione corretta.
Esso non è un angolo fisso ma è funzione del regime di rotazione del
motore: a basse velocità la combustione è più lenta perché anche la
turbolenza del fluido è minore e quindi serve un anticipo maggiore per
ottenere l’accensione di tutta la carica, a regimi elevati la turbolenza è
maggiore e quindi la combustione è più rapida e l’anticipo deve essere
inferiore. L’anticipo di accensione ottimale deve garantire l’accensione di
tutta la carica durante la combustione e deve far cadere il picco di
pressione massima nel cilindro circa 15-20° dopo il PMS; così facendo non
si incorre nel pericolo della detonazione (autoaccensione della carica nel
motore Otto) e si ottengono potenze e rendimenti elevati;
37
fasatura delle valvole: come visto in precedenza e come si vedrà meglio
nel seguito, è opportuno avere degli anticipi di apertura e dei ritardi di
chiusura delle valvole per ottenere riempimenti e lavaggi del cilindro
migliori, al fine di incrementare le prestazioni del motore.
38
39
Capitolo 2
Alimentazione aria nel motore
Le prestazioni di una macchina termica sono strettamente connesse alla sua
“respirazione”, ossia sono direttamente legate alla rapidità con cui il motore aspira
aria dall’ambiente, la mescola al combustibile e ne espelle i gas combusti dopo
averne adeguatamene sfruttato l’energia in essi presente. Il funzionamento ciclico
del motore a combustione interna determina l’instaurarsi di un flusso gassoso
pulsante in ingresso ed in uscita dal propulsore; essendo coinvolta l’energia legata
al fluido, un corretto dimensionamento dei condotti di aspirazione e di scarico può
essere utile per ottimizzare il riempimento dei cilindri aumentando la potenza del
motore e riducendo il lavoro speso per mantenere il flusso da esso richiesto.
Nel presente capitolo viene analizzato il processo di introduzione dell’aria nel
motore a quattro tempi ed i parametri che lo influenzano.
Figura 12 - Dettaglio dei condotti di aspirazione e scarico interfacciati al cilindro
40
2.1 Analisi semplificata del processo di
alimentazione aria nei motori a quattro tempi
L’evoluzione delle pressioni all’interno del cilindro di un motore a quattro tempi
Otto o Diesel hanno un andamento del tipo:
Figura 13 - Andamento pressione nel cilindro durante la fase di scarico - ricambio fluido
Si può notare come la fase di scarico sia divisa in due stadi: un primo stadio di
scarico spontaneo in cui i gas combusti fuoriescono dal cilindro appena si apre la
valvola di scarico per effetto della maggior pressione presente in camera, ed un
secondo momento in cui i gas sono spinti fuori dal pistone durante la sua corsa
verso il PMS. La combinazione di queste due fasi permette di avere un lavoro
speso per espellere i gas di scarico più basso in quanto il pistone si trova a dover
espellere dei gas circa a pressione ambiente 𝑝𝑎. Come detto in precedenza,
solitamente si usa ritardare la chiusura della valvola di scarico ed anticipare
l’apertura di quella di aspirazione, in modo da sfruttare l’inerzia dei gas uscenti per
richiamare carica fresca nel cilindro ma, anche con questi accorgimenti, la quantità
di carica effettivamente aspirata 𝑚𝑎 è diversa da quella teorica 𝑚𝑡
schematicamente per i seguenti motivi:
i gas combusti, che riempiono lo spazio morto alla fine del ciclo di scarico,
sono ad una pressione 𝜌𝑟 > 𝜌𝑎; per questo motivo all’inizio della fase di
41
aspirazione, tali gas si espandono ed occupano un volume superiore a
quello dello spazio morto;
la pressione nel cilindro alla fine della corsa di aspirazione è 𝜌1 < 𝜌𝑎; ciò
comporta una densità dell’aria minore e quindi un riempimento minore.
Questa discrepanza di pressioni è causata dal fatto che per vincere le
resistenze fluidodinamiche ed accelerare il fluido entrante nel cilindro, si
spende del lavoro che viene in parte dissipato da fluido sotto forma di
energia cinetica;
gli scambi di calore che avvengono tra le pareti del motore ed il fluido
durante la fase di aspirazione comportano un aumento della temperatura e
quindi una riduzione della densità dell’aria.
Tutti questi fenomeni rendono l’idea di quanto siano numerosi e complessi i
parametri che influenzano questa fase fondamentale del funzionamento del
motore: si hanno fenomeni inerziali, sezioni di passaggio ridotte (sedi valvole),
onde di pressione, ecc. Tutti questi effetti vengono conglobati nel coefficiente di
riempimento λ𝑣 esposto al capitolo precedente.
Considerando che i sistemi di aspirazione e scarico hanno lunghezze definite e
rugosità non rulla, si hanno anche delle perdite di carico quando il fluido li
attraversa. Un parametro utile per valutare sia le perdite di carico che quelle del
riscaldamento della carica, è la velocità media del pistone 𝑢𝑝; come mostra la
figura si nota che le perdite per scambio termico si riducono all’aumentare di 𝑢𝑝 in
quanto si riducono i tempi di permanenza del fluido nel sistema di aspirazione,
mentre le perdite di carico crescono come 𝑢𝑝2. Queste ultime perdite, ad alti valori
di velocità del pistone, possono arrivare a causare circa il 90% della perdita di
riempimento del motore e portare alla condizione di blocco sonico della portata
d’aria nella sezione minima del condotto (sezione della valvola). Gli effetti
dinamici delle onde di pressione che si propagano nei condotti e le inerzie delle
masse fluide in moto, consentono di avere sensibili recuperi di λ𝑣 ad elevate 𝑢𝑝.
Nel caso vengano però adottate delle fasature delle valvole fisse, si possono avere
notevoli perdite di riempimento ai bassi regimi in quanto parte della carica già
entrata nel cilindro ritorna nel collettore di aspirazione.
42
Figura 14 - Valutazione delle perdite che influenzano il coefficiente di riempimento
in funzione della velocità media del pistone
Bisogna inoltre considerare che all’interno dei sistemi di aspirazione e scarico
sono presenti degli elementi che causano anche perdite concentrate di pressione,
oltre a quelle distribuite lungo i condotti, come il filtro dell’aria, la valvola a
farfalla, le sedi valvole, il silenziatore ed il catalizzatore. Progettare questi
elementi con l’intento di ridurre le perdite di pressione che causano, consente di
incrementare le prestazioni del motore.
2.2 Condizioni di flusso attraverso le valvole
Lungo il percorso seguito dalla vena fluida in ingresso e uscita dal motore, le
sezioni che le valvole a fungo e le loro sedi creano sono quelle più ridotte e quindi
quelle in cui si hanno le maggiori perdite di carico.
Nel presente paragrafo si analizzano nel dettaglio le condizioni di flusso che si
hanno in queste aree e le loro caratteristiche.
Figura 15 - Andamento del flusso attraverso le valvole
43
2.2.1 Sezione di passaggio e coefficiente di efflusso
Figura 16 - Valvola a fungo con indicati i principali parametri geometrici che la definiscono
Nella figura è rappresentata una classica valvola a fungo di un motore a
combustione interna per uso automobilistico e motoristico, e la sua sede; i
parametri principali che le caratterizzano sono indicati in figura e sono il diametro
del condotto 𝑑𝑣, che è anche quello minimo del fungo, il diametro dello stelo 𝑑𝑠, il
diametro massimo del fungo 𝑑𝑀, l’alzata della valvola ℎ, la larghezza della sede 𝑠
e l’angolo della sede 𝛽.
Dato che le pressioni e le aree di passaggio del fluido sono in continua evoluzione,
è difficile studiare nel dettaglio le condizioni di moto dei fluidi; è possibile
ottenere molte informazioni utili attraverso il “flussaggio” della testa di un motore
in condizioni stazionarie, attraverso apparecchiature dedicate. Questa operazione
consente di ricavare un coefficiente di efflusso 𝐶 della sezione di passaggio di una
valvola a fungo, come rapporto tra la massa d’aria effettivamente aspirata 𝑚𝑎̇ e
quella teorica che passerebbe in condizioni di efflusso ideale 𝑚𝑖̇ :
𝐶 = 𝑚𝑎̇
𝑚𝑖̇=
𝑚𝑎̇
𝜋 𝑑𝑣2
4 𝜌01 𝑎01 Ф𝑓(𝑝2
𝑝01)
dove Ф𝑓 è la funzione di flusso comprimibile e 𝑎01 è la velocità del suono nella
sezione di gola.
44
Figura 17 - Confronto tra area geometrica resa disponibile dalla valvola e area efficace
corretta col coefficiente di efflusso
Solitamente vengono definiti due coefficienti di efflusso: uno per il flusso diretto
ed uno per il flusso inverso; i rispettivi valori sono comunque simili:
Figura 18 - Coefficienti di efflusso
Conoscendo il coefficiente di efflusso si possono fare alcune considerazioni utili in
fase di progettazione:
1. determinare il rapporto ℎ𝑚𝑎𝑥
𝑑𝑣⁄ , cioè l’alzata massima ℎ𝑚𝑎𝑥 della
valvola;
2. valutare la bontà della geometria del gruppo condotto-valvola;
3. prevedere l’influenza di un dato diagramma della distribuzione.
2.2.2 Alzata massima e diametro della valvola
La legge di moto impressa alle valvole dall’albero a camme e dai bilancieri, deve
rispettare alcune esigenze:
45
buon riempimento del motore;
evitare la risonanza ed il distacco tra la valvola ed il suo sistema di
comando;
buona lubrificazione e ridotte velocità di strisciamento sulle superfici a
contatto per ridurre l’usura.
Il primo requisito determina gli anticipi e i ritardi di apertura e chiusura delle
valvole di aspirazione e scarico ed anche il valore dell’alzata massima. Il secondo
ed il terzo punto determinano la forma del diagramma delle accelerazioni e delle
velocità di sollevamento della valvola.
In relazione a quest’ultimo aspetto si introduce un coefficiente per confrontare la
variazione dell’area di passaggio attraverso la valvola al crescere dell’alzata. Tale
coefficiente 𝛤 è dato dal rapporto tra la superficie laterale del cilindro con base 𝑑𝑣
ed altezza ℎ, e la sezione trasversale della valvola:
𝛤 = 𝜋 𝑑𝑣 ℎ
𝜋 𝑑𝑣2
4
= 4 ℎ
𝑑𝑣
Figura 19 - Coefficienti di variazione dell'area di passaggio e coefficiente di efflusso C
Supposto di avere 𝛤 = 1 (ℎ𝑑𝑣
⁄ = 0.25), si osserva che è inutile superare questo
valore in quanto aumentando ancora l’alzata ℎ, la superficie laterale del cilindro
generato è maggiore della sezione trasversale della sede valvola. In questo caso
infatti, tale sezione diventa l’area minima di passaggio per il fluido ed in essa,
quando la portata d’aria è elevata ad alti giri e ad alti carichi, si può avere una
condizione di blocco sonico del flusso; questa condizione limita il riempimento nel
46
caso vadano in blocco le valvole di aspirazione. In fase di progettazione, si sceglie
un 𝑑𝑣 tale da evitare il blocco sonico nel campo di funzionamento del motore.
Un altro motivo per non incrementare troppo ℎ𝑚𝑎𝑥 è legato alle accelerazioni che
subisce la valvola: esse sono nell’ordine dei 104 m/s e quindi limitare l’alzata
massima consente di non avere accelerazioni troppo elevate e problemi di
vibrazioni sugli organi che comandano le valvole.
Come visto, maggiori sono le aree di passaggio del fluido, minori sono le perdite
fluidodinamiche e migliore sarà il riempimento; quest’ultimo è più elevato agli alti
regimi di rotazione del motore essendo legato alla 𝑢𝑝 e consente di ottenere
maggiori potenze specifiche dal motore. Quindi realizzando diametri valvole il più
grandi possibili, si massimizza il riempimento e quindi la potenza del propulsore.
Figura 20 - Influenza del diametro della valvola di aspirazione sul riempimento
di un motore monocilindrico al variare del carico
Originariamente le teste dei cilindri erano piane, con un rapporto 𝑑𝑣
𝐷⁄ massimo
pari a 0.5 nel caso limite ideale di valvole tangenti, ma questa configurazione non
utilizza al meglio lo spazio ricavato nel cielo della camera di combustione; infatti
il rapporto 𝐴𝑣
𝐴𝑐⁄ (area valvole diviso area cilindro) vale al limite 0.25. Per
sfruttare al meglio la superficie della testa utilizzando sempre valvole a fungo a
sezione circolare, si utilizza una camera di combustione di forma emisferica; essa
ha una superficie maggiore del caso a testa piatta e consente di ricavarvi valvole di
diametro maggiore. Questa camera ha permesso inoltre di passare alla
configurazione plurivalvole: tre, quattro, cinque valvole per cilindro sono presenti
su molti motori. Le valvole sono in numero maggiore ma hanno diametro minore e
consentono quindi di ridurre le inerzie di movimento e di raffreddarle meglio. La
47
ormai collaudata testa a quattro valvole consente uno sfruttamento migliore della
superficie della camera di combustione, fornendo un 𝐴𝑣
𝐴𝑐⁄ al limite pari a 0.34,
con conseguenti benefici sul riempimento e sulle prestazioni del motore.
Solitamente si installano valvole di aspirazione leggermente più grandi di quelle di
scarico perché hanno maggiore influenza sulle perdite di carico durante il processo
di riempimento del cilindro, e per garantire un buon raffreddamento delle valvole
di scarico.
Le valvole di scarico, anche se più piccole, riescono ed espellere comunque i gas
combusti perché sfruttano un ∆𝑝 nettamente favorevole tra cilindro e condotto di
scarico.
Figura 21 - Limiti geometrici per i diametri valvole nella testa
2.2.3 Geometria del gruppo condotto-valvola
Il coefficiente di efflusso 𝐶 fornisce informazioni anche sulla qualità della
geometria del gruppo condotto-valvola; vi sono vari parametri geometrici che
influenzano 𝐶, causando perdite fluidodinamiche. Ad alzate elevate, giocano un
ruolo fondamentale gli spigoli vivi della sede valvola, coi valori di 𝑠 e 𝛽; quando
questi aumentano, 𝐶 diminuisce, in quanto la vena fluida deve aggirare lo spigolo
vivo e quindi si riduce la sezione di passaggio. Anche la geometria del condotto
ricavato nella testa del motore contribuisce ad aumentare il coefficiente di efflusso
𝐶; se il condotto ha un raggio di curvatura ampio ed una sezione maggiore in
corrispondenza del supporto per la guida della valvola, non si hanno distacchi di
vena fluida e nemmeno riduzione di sezione e 𝐶 sarà migliore.
48
2.3 Distribuzione
2.3.1 Diagramma della distribuzione
Figura 22 - Diagramma circolare raffigurante le fasature delle valvole
Come visto nel ciclo reale di funzionamento del motore, l’apertura e la chiusura
delle valvole di aspirazione e scarico di un motore a quattro tempi non sono
istantanee ai punti morti ma richiedono determinati angoli di manovella; i tempi
delle fasi sono definiti in modo da non avere accelerazioni eccessive delle valvole
e da evitare interferenze col pistone nelle vicinanze del PMS.
La rappresentazione delle fasature delle valvole viene fatta tramite il diagramma
della distribuzione, che riporta quattro dati fondamentali:
anticipo apertura scarico AAS (o EVO; 𝐴𝐴𝑆 ≈ 40 ÷ 60°): è l’angolo di
anticipo con cui la valvola di scarico inizia ad aprirsi prima che il pistone
giunga al PMI; ha lo scopo di abbassare la pressione dei gas combusti,
prima dell’inizio della corsa di scarico, avvicinandola a quella ambiente,
senza però perdere troppo lavoro di espansione.
Un anticipo troppo alto comporta maggiori perdite per incompleta
espansione ma una migliore espulsione dei gas combusti che escono
prevalentemente per scarico spontaneo e richiedono meno lavoro per
49
eliminarli; il valore ottimale di anticipo è un compromesso tra questi due
effetti;
ritardo chiusura scarico RCS (o EVC; 𝑅𝐶𝑆 ≈ 10 ÷ 30°): è l’angolo di
ritardo con cui la valvola di scarico si chiude dopo il PMS; consente di
sfruttare l’inerzia dei gas combusti in uscita per richiamare la carica fresca
nel cilindro, grazie alla contemporanea apertura delle valvole;
anticipo apertura aspirazione AAA (o IVO; 𝐴𝐴𝐴 ≈ 10 ÷ 40°): è l’angolo
con cui la valvola di aspirazione inizia ad aprirsi prima che il pistone
giunga al PMS; ha lo scopo di conferire alla valvola una buona alzata già
all’inizio della corsa di aspirazione dello stantuffo. Inoltre, la
contemporanea apertura della valvola di scarico e di quella di aspirazione,
consente di espellere quasi completamente i gas combusti residui presenti
nello spazio morto;
ritardo chiusura aspirazione RCA (o IVC; 𝑅𝐶𝐴 ≈ 10 ÷ 40°): è l’angolo
con cui la valvola di aspirazione si chiude dopo che il pistone ha iniziato la
sua corsa verso il PMS; ha lo scopo di sfruttare l’inerzia della massa fluida
in moto nel condotto di aspirazione per favorire il riempimento del
cilindro. Questo effetto inerziale prende il nome di effetto RAM, cioè
“ariete”: quando la valvola di aspirazione inizia ad aprirsi la carica fresca
nel collettore di aspirazione ha una ridotta energia cinetica, man mano che
il pistone scende verso il PMI crea una depressione che accelera la vena
fluida in ingresso fino al punto massimo in cui il pistone si trova al PMI.
Dato che a questo punto l’energia cinetica è massima si ritarda la chiusura
della valvola di aspirazione per sfruttare al meglio questo effetto. Il ritardo
deve essere tanto maggiore quanto maggiore è il regime di rotazione del
motore in quanto l’energia cinetica dei gas è più elevata. Nei motori a
fasatura fissa, gli angoli di anticipo e ritardo non variano con il regime e
quindi bisogna trovare un compromesso per il RCA: esso da un lato
migliora il riempimento alle alte velocità di rotazione, ma dall’altro
comporta riflussi maggiori di carica fresca verso il condotto di aspirazione
ai bassi regimi, peggiorando il riempimento. Se il motore dispone di un
azionamento variabile delle valvole, è possibile variare gli angoli di
anticipo e di ritardo in funzione del numero di giri, per ottimizzare il
riempimento ad ogni regime.
L’angolo di manovella sotto il quale le valvole di aspirazione e di scarico sono
contemporaneamente aperte viene detto angolo di incrocio; come detto esso è
50
fondamentale per ottenere un buon lavaggio dello spazio morto dai residui di gas
combusti del ciclo precedente, ma deve essere di apertura variabile col regime del
motore e col carico del motore. Ad alti giri è preferibile un incrocio ampio per
avere buoni riempimenti, ai bassi regimi è meglio avere un incrocio più ridotto per
non perdere troppa carica fresca verso lo scarico.
A seconda del carico motore si hanno invece due situazioni:
pieno carico: le aree di passaggio tra le valvole e le loro sedi sono ridotte e
quindi durante l’incrocio la velocità dei gas è elevata; di conseguenza la
corrente fluida tende a conservare la sua quantità di moto diretta verso lo
scarico, anche quando inizia la fase di aspirazione. Nel cilindro si crea una
depressione che favorisce l’ingresso di carica fresca dal condotto di
aspirazione e si produce un buon lavaggio della camera di combustione;
può capitare che parte della carica fresca finisca direttamente nello scarico
(cortocircuito della carica) aumentando il consumo di combustibile del
motore;
carico parziale: in questa condizione di funzionamento il riempimento non
ha più molta importanza perché non si sta chiedendo al motore la sua
massima potenza. Nei motori regolati con valvola a farfalla, la pressione
nel collettore di aspirazione diventa molto inferiore a quella del collettore
di scarico; le inerzie delle vene fluide si riducono notevolmente e può
accadere che parte dei gas combusti venga richiamata dal collettore di
scarico nel cilindro o possano essere spinti nel collettore di aspirazione,
dove vengono rielaborati al ciclo successivo. Questo effetto viene detto
ricircolo interno diretto dei gas combusti ed ha dei vantaggi in termini di
abbattimento delle emissioni di 𝑁𝑂𝑥.
A seconda che si progetti un motore per uso sportivo o per uso stradale, cambiano
le fasature e le geometrie: per motori sportivi dove si cerca la potenza massima si
adottano fasature ampie e grandi dimensione di condotti e valvole, per motori
stradali si cerca la coppia ai bassi regimi e quindi si adottano fasature ridotte e
dimensioni valvole più piccole.
2.3.2 Permeabilità della valvola
Vi è un parametro, detto permeabilità della valvola 𝑚, che tiene conto degli effetti
esposti: fasatura, alzata, coefficiente di efflusso e perdite fluidodinamiche della
valvola:
51
𝑚 = ∫ 𝐴𝑒𝑓(𝑡) 𝑑𝑡 = 1
𝜔 ∫ 𝐴𝑒𝑓(𝜃) 𝑑𝜃
𝜃𝑓
𝜃𝑖
𝑡𝑓
𝑡𝑖
= 1
𝜔 ∫ 𝐶 (
ℎ(𝜃)𝑑𝑣
⁄ )𝜋 𝑑𝑣
2
4 𝑑𝜃
𝜃𝑓
𝜃𝑖
Si osserva che le fasature devono essere tanto più ampie quanto più elevato è il
regime di rotazione del motore 𝜔.
2.3.3 Azionamento variabile delle valvole
I motori tradizionali hanno leggi di alzata e fasature delle valvole fisse al variare
del regime di rotazione, per mantenere una buona semplicità costruttiva ed una
buona affidabilità. Negli ultimi anni per conseguire gli obiettivi di aumento delle
prestazioni e riduzione dei consumi, si sono iniziati ad impiegare dei sistemi di
azionamento variabile delle valvole per ottenere alzate e fasature ottimali in ogni
condizione di funzionamento del motore. I vari sistemi progettati possono essere
riassunti come segue:
prima generazione: variano la fasatura in funzione del regime e/o del
carico; sono solitamente dei variatori di fase idraulici e posso variare le
leggi in modo discreto e limitato (∆𝜃 = 20 ÷ 25°);
Figura 23 - Variatore di fase di prima generazione
seconda generazione: variano sia la fasatura che l’alzata della valvola;
sono solitamente dei variatori di fase idraulici. Ai bassi giri e bassi carichi
ritardano la fase di aspirazione e limitano l’alzata della valvola, ai carichi e
regimi elevati la fase di aspirazione viene anticipata e la valvola raggiunge
la sua massima alzata grazie a due lobi secondari della camma che si
azionano ad un certo regime;
52
Figura 24 - Variatore di fase di seconda generazione
terza generazione: variano anch’essi sia la fasatura che l’alzata della
valvola ma lo fanno in modo più flessibile e consentono un totale controllo
delle leggi di moto delle valvole al variare del regime e del carico del
motore. Con questi sistemi si possono ottenere vari vantaggi:
migliorare il riempimento, la coppia e la potenza ad ogni numero
di giri (fino a +15%), aumentare la prontezza durante i transitori,
che si traduce in miglior guidabilità del veicolo;
ridurre i consumi di combustibile consentendo un funzionamento
frazionato del motore (esclusione di uno o più cilindri) ai carichi
parziali;
controllare il processo di combustione, generando moti turbolenti
nel cilindro e ottimizzando il ricircolo dei gas combusti.
Gli ultimi sistemi, detti Multi air, consentono inoltre di regolare il carico
controllando direttamente la quantità di aria aspirata in ogni ciclo,
eliminando così la regolazione tramite la valvola a farfalla e tutte le
perdite fluidodinamiche ed energetiche, legate al ciclo di pompaggio, ad
essa imputabili. Le tipologie di azionamento variabile di terza generazione
sono molteplici, le più utilizzate sono basate su attuatori elettro-idraulici,
elettro-meccanici ed elettro-magnetici.
Figura 25 - Azionamento variabile con sistema Multi air FIAT
53
2.4 Effetti di alcuni parametri motoristici
Si è visto che molti parametri geometrici e di funzionamento influenzano il
processo di sostituzione della carica in un motore a quattro tempi, ma ve ne sono
altri che non sono ancora stati citati che è bene presentare:
temperatura dell’aria ambiente: un suo aumento influenza il riempimento
in due maniere opposte; da un lato riduce la densità dell’aria ambiente
peggiorando il riempimento, dall’altro riduce la differenza di temperatura
tra fluido e pareti dei condotti, riducendo il calore che il flusso riceve
durante l’attraversamento, favorendo il riempimento;
temperatura del refrigerante nel caso di raffreddamento a liquido: un suo
aumento comporta un aumento della temperatura media delle pareti in
contatto col fluido fresco, che viene quindi riscaldato maggiormente, ed un
calo di riempimento;
rapporto corsa/alesaggio C/D: da rilievi sperimentali è emerso che se in
un motore si varia solo il rapporto C/D, lasciando gli altri parametri di
progetto inalterati, ci si può aspettare che perdite fluidodinamiche nei
sistemi di aspirazione e scarico restino funzione della sola velocità media
del pistone 𝑢𝑝. Ridurre tale rapporto consente di avere ancora un buon
riempimento ad alti regimi ed aumentare la potenza massima fornita dal
motore, ed inoltre di avere un alesaggio maggiore per poter ricavare sedi
valvole più grandi;
rapporto di compressione r: sperimentalmente è emerso che se la
contropressione allo scarico è circa 1 bar, questo rapporto ha poca
influenza sul riempimento. Nel caso in cui si ha un aumento della
contropressione, il riempimento cresce con 𝑟 perché si riducono i gas
combusti residui in camera che, espandendosi all’inizio della fase di
aspirazione, ostacolerebbero l’ingresso di carica fresca nel cilindro.
54
55
Capitolo 3
Sistemi di aspirazione e di scarico
Figura 26 - Schema di massima dei sistemi di aspirazione e scarico
I motori a combustione interna si interfacciano col mondo esterno grazie a dei
condotti: quello di aspirazione, da cui prelevano l’aria all’inizio di ogni ciclo, e
quello di scarico, con cui espellono i gas combusti. La progettazione di questi
sistemi varia a seconda del numero di cilindri del motore e non è semplice, in
quanto devono assolvere ad alcun compiti precisi:
1. accogliere i gruppi per il filtraggio dell’aria in ingresso, come il filtro
dell’aria;
2. agevolare il ricambio della carica alla fine di ogni ciclo motore e quindi il
riempimento del cilindro con fluido fresco, grazie al loro comportamento
dinamico;
3. collegare fluidodinamicamente il motore ad un eventuale gruppo di
sovralimentazione, che aumenti la densità dell’aria in ingresso
artificialmente per ottenere prestazioni più elevate;
56
4. accogliere i gruppi di post-trattamento dei gas combusti al fine di ridurre le
emissioni inquinanti (convertitori catalitici, filtri anti-particolato, ecc.);
5. attenuare il rumore gasdinamico in aspirazione e scarico causato dalle onde
di pressione che si generano per l’instazionarietà dei processi al loro
interno;
In aggiunta a questi compiti, i sistemi di aspirazione e scarico devono garantire
anche una certa resistenza meccanica ed adattarsi allo spazio reso disponibile dagli
ingombri del telaio e della scocca.
3.1 Condizioni di moto dei fluidi
Il flusso all’interno dei sistemi di aspirazione e scarico di un motore a combustione
interna è instazionario a causa del continuo susseguirsi delle fasi motore che
aspirano e scaricano fluido in ambiente. Questo comportamento genera delle onde
di pressione che, se sfruttate a dovere, possono incrementare le prestazioni del
motore. In ambito motoristico esse si generano per i movimenti di valvole e
pistone che imprimono cambiamenti di velocità a delle masse fluide.
Un’onda è una variazione di stato di un fluido che si propaga nello spazio e nel
tempo alla velocità del suono 𝑎 sotto forma di salto di pressione ∆𝑝. Ad un’onda
di pressione è associata un’onda di velocità ed una di spostamento. Quando
un’onda giunge alla fine di un condotto si comporta in maniera diversa a seconda
che l’estremità sia aperta o chiusa:
aperta: l’onda allo sbocco si trova ad interfacciarsi con una pressione
costante e pari a quella ambiente; la sua sovrappressione si deve annullare
e quindi cambia segno e risale il condotto. Se l’onda generata dal
movimento della valvola o del pistone era un’onda di sovrappressione,
quando tornerà indietro sarà un’onda di depressione e viceversa;
chiusa: l’onda all’estremità trova un “muro” che le fa mantenere la sua
sovrappressione; in questa condizione risale il condotto senza cambiare
segno. Se l’onda generata dal movimento della valvola o del pistone era
un’onda di sovrappressione, quando tornerà indietro sarà ancora un’onda d
sovrappressione e viceversa.
L’onda di depressione generata dal pistone durante la sua discesa nella fase di
aspirazione, si propaga fino alla prima grande discontinuità che incontra risalendo
il condotto di aspirazione (scatola filtro o ambiente), si converte in un’onda di
57
sovrappressione e torna indietro verso il cilindro. Si ottiene in questo modo una
sovralimentazione dinamica che permette di spingere nel cilindro aria compressa
con densità superiore. Per sfruttare al meglio questa condizione si ritarda la
chiusura della valvola di aspirazione per ottenere il massimo riempimento
possibile.
L’onda di sovrappressione generata dall’espulsione dei gas combusti, si propaga
fino alla prima grande discontinuità che incontra percorrendo il condotto di scarico
(risonatori, catalizzatore o ambiente), si trasforma in un’onda di depressione e
risale il sistema verso il cilindro. Se quando l’onda arriva al cilindro le valvole
sono ancora nella fase d’incrocio, la depressione porta tre benefici:
aiuta ad ottenere un buon lavaggio della camera di combustione aspirando i
gas combusti dal cilindro;
riaspira i gas combusti eventualmente risaliti nel condotto di aspirazione;
pre-avvia l’onda di depressione in aspirazione.
3.2 Effetti dinamici in un motore a quattro tempi
I fenomeni instazionari che regnano nel flusso dei gas, detti effetti dinamici, hanno
una notevole influenza sulle prestazioni di un motore, soprattutto attraverso il
coefficiente di riempimento. Si distinguono due tipi di effetti: quelli dovuti al moto
di trasporto instazionario del fluido (effetti inerziali) e quelli dovuti al moto delle
onde di pressione nei condotti (effetti d’onda).
3.2.1 Effetto inerziale
La frequenza del movimento forzato del pistone può accordarsi con la frequenza
propria della massa d’aria che è aspirata ciclicamente dal motore; quando questo
avviene è possibile sfruttare al meglio l’inerzia del fluido e convertire la sua
energia cinetica in energia di pressione nel tratto finale della fase di aspirazione
per aumentare il riempimento del cilindro.
Per comprendere meglio questo effetto, si consideri un motore monocilindrico a
quattro tempi con il relativo condotto di aspirazione, di lunghezza 𝐿 e sezione 𝑆,
che collega le valvole al primo volume sufficientemente grande da disaccoppiare
gli effetti dei vari cilindri dal resto del sistema. L’energia cinetica del fluido nel
condotto è data da:
58
𝐸𝑐 = 1
2 𝑚 𝑢2 =
1
2 𝜌 𝐿 𝑆 [
�̇�
𝑆]
2
~ 𝐿
𝑆
Se il condotto è troppo lungo può succedere che non tutta la massa fluida venga
completamente eccitata nel tempo di discesa del pistone, oppure se la sezione è
troppo ridotta si potrebbero avere perdite fluidodinamiche elevate.
La colonna di gas nel condotto e quella già presente nel cilindro oscillano ad una
data frequenza propria 𝑓0; per calcolarla si può schematizzare il fluido come un
sistema elastico a parametri concentrati operante come un risonatore di Helmholtz.
Figura 27 - Schematizzazione con risonatore di Helmholtz del sistema gassoso
contenuto nel condotto di aspirazione
Esso è composto da una sola molla ed una sola massa:
1. la massa del sistema è costituita dal solo fluido presente nel condotto,
considerandone l’inerzia ma trascurandone la comprimibilità;
2. l’elasticità del sistema è data dal solo fluido presente nel cilindro.
La frequenza propria 𝑓0 del risonatore, formato dall’insieme condotto-cilindro,
risulta essere pari a:
𝑓0 = 𝜔0
2𝜋 =
𝑎
2𝜋 √
𝑆
𝐿 𝑉𝑚
dove 𝑉𝑚 è il volume medio del cilindro durante la fase di aspirazione.
Si può dimostrare che il massimo riempimento del cilindro lo si ha quando il
rapporto tra la frequenza propria del sistema 𝑓0 e quella del regime del motore
𝑓𝑚 (= 𝑛) è un numero pari; la condizione ottimale è quella per cui 𝑓0
𝑓𝑚⁄ = 2:
𝑓0 ≈ 2 𝑓𝑚 = 2 𝑛
59
Unendo le due formule precedenti è possibile calcolare il regime a cui si riesce a
sfruttare in modo ottimale l’inerzia della massa di fluido:
𝑛0 ≈ 𝑎
4𝜋 √
𝑆
𝐿 𝑉𝑚
Si osserva che, adottando condotti di aspirazione lunghi e di sezione ridotta, si
abbassa il regime ottimo del motore; viceversa adottando condotti corti e di
sezione elevata si alza il regime ottimale.
Considerazioni analoghe possono essere fatte anche per il sistema di scarico,
intonandolo per ottenere una depressione alla valvola di scarico quando le valvole
si trovano nella fase di incrocio.
Come purtroppo si evince, l’intonazione ottimale del motore può essere fatta solo
per un regime di rotazione; nel caso si disponga di un sistema di aspirazione a
geometria variabile, sarebbe possibile intonare ottimamente il motore ad ogni
regime.
Figura 28 - Esempio di trombette di aspirazione a lunghezza variabile
3.2.2 Effetti d’onda
Come visto in precedenza, anche gli effetti prodotti dalle onde di pressione che si
propagano nei sistemi di aspirazione e di scarico influenzano in modo significativo
il processo di riempimento del cilindro. Si distinguono due tipi di effetti d’onda:
a valvola aperta: interferiscono direttamente sull’ingresso della carica
fresca nel cilindro. Quando inizia la fase di aspirazione, un’onda di
depressione si propaga nel condotto di alimentazione fino ad una
discontinuità rilevante; da qui riparte un’onda di sovrappressione che
percorre il condotto verso il cilindro e verso la valvola di aspirazione
ancora aperta. Se giunge alla valvola nella seconda metà della fase di
60
aspirazione, cioè circa 90° dopo il PMS, provoca un aumento della
pressione ed aiuta il riempimento quando ormai il pistone non riesce più ad
aspirare carica fresca. Detto ∆𝑡 = 𝐿𝑎⁄ il tempo impiegato da un impulso di
pressione per percorrere il condotto di aspirazione alla velocità del suono,
si può definire l’angolo di manovella ∆𝜃 ad esso corrispondente:
∆𝜃 = 360° 𝑛 ∆𝑡 = 360° 𝑛 𝐿𝑎⁄
La condizione per sfruttare al meglio questo tipo di effetto d’onda è
espressa come:
2 ∆𝜃 ≈ 90°
da cui si ricava:
𝑛𝑜,𝑣𝑎 ≈ 𝑎8 𝐿⁄
Si osserva che occorre adottare condotti d’aspirazione sempre più corti
all’aumentare del regime del motore per avere sempre un buon effetto
d’onda a valvola aperta.
a valvola chiusa: determinano le condizioni che regnano vicino alla valvola
di aspirazione al momento della sua apertura. Considerando che la valvola
rimane chiusa per circa 540° teorici, la massa fluida nel condotto di
aspirazione oscilla e l’onda di pressione annessa percorre il condotto un
determinato numero di volte 𝑘:
𝑘 ≈ 540° 𝑎
4 360° 𝑛 𝐿=
3 𝑎
8 𝑛 𝐿
Tale parametro rappresenta il numero di volte che il semiperiodo
dell’oscillazione è contenuto nell’intervallo angolare di chiusura della
valvola di aspirazione.
Se 𝑘 assume valori interi, si ha un effetto positivo sul riempimento in
aspirazione; se 𝑘 assume valori frazionari significa che all’apertura della
valvola si ha una depressione al posto di una sovrappressione e quindi il
riempimento ne risente negativamente.
Anche in questo caso l’intonazione ottimale del motore la si ottiene ad un unico
regime di rotazione; per intonare correttamente il motore in modo continuo al
variare del numero di giri si deve adottare un sistema di aspirazione a geometria
variabile.
61
3.3 Collettori di aspirazione e di scarico
La trattazione fatta nei paragrafi precedenti era riferita ad un motore
monocilindrico, ma è evidente che gli effetti dinamici influenzano il riempimento
di tutti i motori indipendentemente dal numero dei cilindri. Per collegare più
cilindri si usano i collettori di aspirazione che devono guidare e distribuire il flusso
d’aria fresca verso i cilindri in egual misura, senza scompensi tra un cilindro e
l’altro. Per ragioni economiche e di semplicità costruttive, solitamente si utilizza
un unico collettore di aspirazione che accomuna il sistema di filtraggio dell’aria e
poi si divide in un numero di condotti pari a quello dei cilindri che deve
alimentare. Nel caso in cui il motore sia alimentato con un sistema di iniezione
indiretta, il collettore di aspirazione ha anche il compito di miscelare
uniformemente l’aria al combustibile che viene iniettato nel condotto a monte
della valvola di aspirazione. L’introduzione dell’iniezione diretta ha fatto sì che il
collettore di aspirazione venga progettato per il solo moto dell’aria.
Solitamente anche i collettori di scarico vengono riuniti in uscita dei cilindri per
avere un unico condotto finale, sia per ragioni economiche che di semplicità
costruttiva.
Entrambi i condotti, di ammissione e di scarico, devono disaccoppiare il più
possibile gli effetti dinamici dei vari cilindri, evitando che per esempio
l’aspirazione (o lo scarico) di un cilindro sia ostacolata dai processi provenienti dai
cilindri vicini.
L’impiego di geometrie dei condotti fisse consente di avere prestazioni elevate
solo ad un dato regime di giri, al quale le interferenze tra i vari cilindri sono
minime, ma fuori da quel regime le interazioni tra le masse fluide dei vari
collettori possono disturbarsi a vicenda e ridurre il riempimento globale del
motore. Come detto, l’impiego di geometrie variabili consente di estendere gli
effetti dinamici favorevoli al riempimento su un range di giri più ampio e quindi
aumentare le prestazioni del propulsore, riducendo le interferenze tra i vari
cilindri.
3.4 Modelli numerici per il calcolo dei flussi
La modellazione numerica dei flussi instazionari presenti nei motori a
combustione interna richiede codici di calcolo in grado di simulare il moto ondoso
62
delle masse fluide all’interno dei condotti e, nei codici più evoluti, anche il
processo di combustione.
Fino a qualche decennio fa, la progettazione di un motore richiedeva tempi di
sviluppo elevati ed un alto dispendio economico. Con l’avvento di calcolatori
sempre più veloci e lo sviluppo di codici numerici via via sempre più precisi, è
oggi possibile progettare quasi interamente un motore al computer, verificando ed
ottimizzando le geometrie in modo più accurato ed in tempi più brevi. Questa
evoluzione tecnologica ha inoltre permesso di ridurre le prove sperimentali al
banco prova alla sola ottimizzazione finale del propulsore, riducendo anche i costi
di sviluppo.
Al giorno d’oggi vengono impiegati codici fluidodinamici mono-dimensionali e
multi-dimensionali, che simulano le condizioni di moto dei fluidi risolvendo le
equazioni di conservazione della massa, dell’energia e della quantità di moto nello
spazio e nel tempo; se le regioni di risoluzione sono dei volumi si utilizzano codici
multi-dimensionali, se sono dei punti si utilizzano codici mono-dimensionali.
In entrambi i tipi di codici vengono fatte delle semplificazioni più o meno pesanti
a seconda dell’accuratezza e della velocità di calcolo che si vogliono ottenere.
Nel caso in cui si debba studiare il moto del fluido nei condotti, come nella
presente trattazione, si possono utilizzare codici mono-dimensionali, in quanto i
condotti hanno uno sviluppo prevalentemente 1D con sezione circa costante o
gradualmente variabile; si considera quindi una sola coordinata geometrica
prevalente rispetto alle altre.
In modelli mono-dimensionali, solitamente, introducono le seguenti ipotesi:
1. moto instazionario nel tempo;
2. fluido comprimibile, descritto come un gas perfetto a calori specifici
costanti o con una miscela di gas reali;
3. moto unidirezionale, in ogni sezione trasversale del condotto le grandezze
termo-fluidodinamiche in esame sono costanti e quindi funzione della sola
coordinata 𝑥 geometrica e del tempo 𝑡;
4. sezione del condotto variabile secondo legge assegnata ma contenuta, per
rispettare l’ipotesi 1D;
5. processo non adiabatico, a causa degli scambi di calore tra il fluido e le
pareti dei condotti;
6. moto non isoentropico, le forze viscose dovute all’attrito tra fluido e pareti
dei condotti vengono considerate e sono quindi fonte di perdite.
63
Per comprendere meglio la teoria matematica alla base dei modelli 1D, si consideri
un condotto rettilineo di lunghezza indefinita assunto come volume di controllo.
Figura 29 - Propagazione di un'onda di pressione:
a) per un osservatore assoluto
b) per un osservatore solidale all'onda
In esso viene fatto scorrere del fluido soggetto a variazione di pressione 𝑝, di
densità 𝜌 e di velocità 𝑢; la sezione trasversale 𝑆 del condotto è calcolata come
diametro equivalente D e le pareti non sono adiabatiche ma hanno un coefficiente
d’attrito 𝑓 e sono caratterizzate da uno scambio di calore 𝑞. Le equazioni
differenziali che il codice deve risolvere per ogni regione di fluido sono le
seguenti:
conservazione della massa:
𝜕(𝜌𝑆)
𝜕𝑡+
𝜕(𝜌𝑢𝑆)
𝜕𝑥 = 0
conservazione della quantità di moto:
𝜕(𝜌𝑢𝑆)
𝜕𝑡+
𝜕(𝜌𝑢2 + 𝑝)𝑆
𝜕𝑥− 𝑝
𝑑𝑆
𝑑𝑥+
1
2𝜌𝑢2𝑓𝜋𝐷 = 0
conservazione dell’energia:
𝜕(𝜌𝑒0𝑆)
𝜕𝑡+
𝜕(𝜌𝑢ℎ0𝑆)
𝜕𝑥− 𝑞𝜌𝑆 = 0
dove 𝑒0 è l’energia specifica e ℎ0 l’entalpia.
Esplicitando le derivate parziali e manipolando le equazioni, queste possono essere
riscritte in una forma vettoriale sintetizzata; da essa si ottiene un sistema non
lineare alle derivate parziali di facile risoluzione con i metodi numerici
normalmente impiegati. Va aggiunta una quarta equazione dei gas perfetti 𝑝
𝜌= 𝑅𝑇.
64
Le equazioni possono quindi essere scritte per determinare le quattro incognite 𝜌,
𝑝, 𝑢 ed 𝑒 come segue:
𝜕𝑊(𝑥, 𝑡)
𝜕𝑡+
𝜕𝐹(𝑊)
𝜕𝑥+ 𝐶(𝑊) = 0
dove:
𝑊(𝑥, 𝑡) = [
𝜌𝜌𝑢𝜌𝑒0
] 𝐹(𝑊) = [
𝜌𝑢
𝜌𝑢2 + 𝑝𝜌𝑢ℎ0
] 𝐶(𝑊) = [
𝜌𝑢
𝜌𝑢2
𝜌𝑢ℎ0
]1
𝑆
𝑑𝑆
𝑑𝑥+ [
0𝜌F
−𝜌�̇�]
𝑊(𝑥, 𝑡) è il vettore delle variabili conservative, 𝐹(𝑊) è il vettore dei flussi delle
variabili conservative, 𝐶(𝑊) è il vettore dei termini sorgente e F è il contributo
delle forze d’attrito alle pareti.
Introducendo un numero appropriato di condizioni al contorno riferite all’ambiente
esterno e di condizioni di congruenza tra i vari nodi del condotto, è possibile
risolvere le equazioni utilizzando i metodi di integrazione più comuni:
linee caratteristiche: semplice e dall’immediato significato fisico ma ha
una precisione limitata al 1° ordine;
differenze finite: più complesso, è più rapido grazie ai nuovi calcolatori,
consente di definire meglio le eventuali discontinuità dei condotti; ha
un’accuratezza superiore, del 2° ordine.
3.5 Curve di riempimento e di pressione
Nel presente paragrafo vengono analizzate le curve di riempimento e pressione
caratteristiche di un motore a combustione interna a quattro tempi, al fine di
illustrare lo studio da svolgere per ottimizzare un motore.
3.5.1 Analisi delle curve di riempimento
Un andamento tipico del coefficiente di riempimento è riportato nella figura
seguente (in realtà è riportata la curva di coppia ma l’andamento del riempimento
è il medesimo); si può osservare come esso sia variabile nel range di
funzionamento del motore. Si possono comunque distinguere due zone importanti:
buco di riempimento: è una zona, solitamente a bassi regimi, in cui il
riempimento ha il suo valore minimo; questa mancanza è dovuta al fatto
che l’intonazione del motore non è ottimizzata in questa fase. Nei motori
65
monocilindrici questa zona è tanto più marcata quanto più bassa è la
cilindrata unitaria; crescendo con la cilindrata il riempimento tende ad
aumentare ma una lacuna è ancora individuabile. Se si aumenta il numero
dei cilindri il riempimento tende a diventare più costante e non si hanno
buchi di coppia ai regimi più bassi;
riempimento massimo: è la zona in cui si ha il picco massimo di
riempimento e quindi di coppia. A seconda dell’intonazione del motore,
questo valore può trovarsi a medi o alti regimi, ma comunque è preceduto
da una fase in cui il riempimento è circa lineare e costante.
Figura 30 - Curve di coppia (e quindi di riempimento) di alcuni motori monocilindrici
Come detto, a seconda che si progetti un motore per uso stradale o sportivo cambia
il regime a cui si deve ottimizzare il motore: con motori sportivi vengono
penalizzate le prestazioni ai bassi regimi in favore degli alti, con motori stradali
solitamente si procede in maniera inversa.
3.5.2 Analisi delle curve di pressione
Nei paragrafi precedenti si è studiata l’influenza delle onde di pressione sulle
prestazioni del motore; ora si vanno ad analizzare nello specifico gli andamenti
delle curve di pressione nel cilindro e nei condotti nel punto di massimo
riempimento volumetrico ossia al regime in cui l’intonazione è ottimale.
Nella figura sottostante sono riportate le curve di pressione principali:
66
pressione assoluta all’interno della scatola filtro (in verde);
pressione assoluta a monte della valvola di aspirazione (in azzurro);
pressione assoluta all’interno del cilindro (in giallo);
pressione assoluta a valle della valvola di scarico (in rosso).
Figura 31 - Andamento delle pressioni nei condotti e nel cilindro
Le curve sono riportate al variare dell’angolo di manovella per un intero ciclo
motore pari a 720°, a partire dal PMS. Vengono ora analizzate nello specifico le
singole curve:
pressione nel cilindro: a seguito della combustione della miscela aria-
benzina, la pressione nel cilindro cresce fino ad un picco di circa 65 bar a
circa 10-20° dopo il PMS; i gas combusti si espandono facendo muovere il
pistone verso il PMI. All’apertura della valvola di scarico, la pressione
crolla molto rapidamente fino alla pressione ambiente di circa 1 bar e
continua a calare fino ad un minimo ben al di sotto della pressione esterna
(circa 0.6 bar) durante la fase di incrocio. Si osserva che questo minimo è
dovuto a più fattori: la discesa del pistone che crea depressione, l’onda
negativa di ritorno dall’impianto di scarico e dall’onda di depressione in
aspirazione. Alla chiusura della valvola di scarico la pressione risale, e si
porta ad un valore di circa 1.5 bar alla chiusura della valvola di
67
aspirazione. Nella seconda parte della fase di aspirazione si sfrutta la
sovralimentazione dinamica dovuta all’onda di pressione proveniente dal
condotto di aspirazione per incrementare il coefficiente di riempimento e la
pressione. Dopo la chiusura dell’aspirazione la pressione continua ad
aumentare a seguito della compressione del pistone che si muove verso il
PMS. È fondamentale osservare che, se all’apertura della valvola di
aspirazione, la pressione nel cilindro e quella nel condotto di scarico sono
maggiori di quella in aspirazione, è possibile avere un ricircolo dei gas
combusti verso il condotto di aspirazione con cali di rendimento è
prestazioni, come verrà illustrato nel seguito;
pressione a monte della valvola di aspirazione: quando la valvola di
aspirazione è chiusa, la pressione nel condotto di aspirazione è periodica e
regolare, ma nel momento in cui la valvola si apre, viene generata un’onda
di depressione che risale il condotto fino al primo volume e ritorna indietro
verso il cilindro sotto forma di onda di pressione. Questo picco di pressione
è quello che genera la cosiddetta sovralimentazione dinamica (o effetto
RAM), che consente di incrementare la pressione fino anche a valori di 1.5
bar; esso è bene che giunga alla valvola verso la metà della fase di
aspirazione, intorno ai 450-470°, per fare in modo di immettere nel cilindro
quanta più aria o miscela possibile durante la seconda fase dell’aspirazione.
È bene osservare che il picco di pressione a valvola chiusa intorno ai 280-
300° di manovella ha un’importanza cruciale sul rendimento volumetrico e
sul riempimento del cilindro: se la pressione di aspirazione all’IVO fosse
inferiore a quella di scarico, i gas andrebbero in aspirazione come detto; se
invece fosse superiore sia a quella dello scarico che a quella del cilindro si
avrebbe un effetto tappo per i gas combusti che non risalirebbero ed inoltre
si inizierebbe il lavaggio della camera. L’angolo di incrocio deve appunto
garantire un buon lavaggio del cilindro, evitare che i gas risalgano in
aspirazione ed evitare di perdere carica fresca direttamente nello scarico;
pressione a valle della valvola di scarico: a differenza della pressione nel
condotto di aspirazione, quella nel condotto di scarico è tutt’altro che
periodica e regolare. All’apertura della valvola si genera una forte onda di
pressione che si propaga nel condotto fino alla sua estremità per poi
invertirsi e tornare verso il cilindro come forte onda di depressione. Come
visto, questa giunge al cilindro durante la fase di incrocio e contribuisce a
ridurre al minimo la pressione nel cilindro ma consente anche di aspirare
verso lo scarico i gas combusti risaliti in aspirazione e quelli ancora
68
presenti in camera, consentendo un buon lavaggio del volume morto.
Inoltre questo forte picco negativo, fornisce il primo impulso di
avviamento alla fase di aspirazione. Nel momento in cui la valvola si
chiude, nel condotto di scarico iniziano a generarsi dei disturbi all’onda di
pressione dovuti alla geometria dell’impianto; nonostante la pressione cali
notevolmente nel condotto, questi effetti fluidodinamici non vanno ad
influenzare le condizioni nel cilindro in quanto la valvola di scarico è
ormai chiusa.
L’onda che più influenza il riempimento e quindi le prestazioni del propulsore, è
l’onda in aspirazione; a seconda di come si dimensiona e progetta il condotto di
aspirazione è possibile ottenere onde di pressione più intense che consentono di
ottenere un rendimento volumetrico ed un riempimento maggiori. Anche
l’impianto di scarico comunque può avere un ruolo importante nelle performance
del motore: ad esempio un terminale lungo comporta un’onda di depressione allo
scarico lunga ma poco intensa che copre un ampio range ai giri e viene detto
“terminale da coppia”, un terminale corto invece produce un’onda di depressione
breve ma intensa verso gli alti regimi e viene detto “terminale da potenza”.
69
Capitolo 4
Software utilizzati
Per svolgere lo studio del presente elaborato sono stati utilizzati dei software
dedicati: Gasdyn per la simulazione termo-fluidodinamica del motore, e Microsoft
Excel per la rielaborazione e presentazione dei risultati ottenuti dalle analisi di
modellazione.
4.1 Gasdyn
È un codice di calcolo monodimensionale per la modellazione dei motori,
sviluppato dal gruppo di professori ed ingegneri di motori a combustione interna
del Dipartimento di Energia del Politecnico di Milano.
4.1.1 Caratteristiche
Gasdyn è un codice per la simulazione termo-fluidodinamica dei motori che
procede risolvendo le equazioni di conservazione della massa, della quantità di
moto e dell’energia, precedentemente illustrate. Grazie a questo approccio, è
possibile ottenere, in un tempo di simulazione proporzionale alla mesh adottata,
una stima dei più importanti parametri del motore in esame: efficienza volumetria,
coppia, potenza, consumo di combustibile, emissione di sostanze inquinanti,
pressioni e temperature nei condotti e nel cilindro, perdite organiche e di carico e
rumore. Il modello è in grado di simulare anche il processo di combustione, sia di
un motore ad accensione per compressione (Diesel) sia di un motore ad accensione
comandata (Otto); si può scegliere anche il modello di calcolo della combustione
tra:
modello di Wiebe (single o multi-zone): in questo modello la legge di
rilascio del calore è calcolata in base alla funzione di Wiebe;
70
single zone xb: la legge di rilascio del calore è calcolata in base alla
frazione di massa bruciata in funzione dell’angolo di manovella;
nessun modello: è possibile anche non simulare il processo di combustione.
A seconda dei dati disponibili, si utilizza un modello piuttosto che un altro,
inserendo i parametri nelle apposite interfacce.
È inoltre possibile scegliere tra più modelli di scambio del calore (Annand e
Woschni), di calcolo della friction (Chenn-Flynn, Millington-Hartles, McAuly e
sperimentale) e di entrambe le cose all’interno dei condotti di aspirazione e
scarico. Nel caso in cui si vogliano valutare anche le emissioni, si può scegliere tra
vari modelli di cinetica chimica degli inquinanti (Kinetic NO model Zeldovich,
kinetic CO model e numero di equazioni di equilibrio).
4.1.2 Implementazione grafica ed esecuzione
Gasdyn è dotato di un pre-processore a interfaccia grafica (GasdynPre2) col quale
è possibile realizzare il modello schematico del motore in esame ed inserire i
parametri necessari per eseguire le simulazioni numeriche volute.
Durante la fase di implementazione dello schema si possono introdurre una vasta
gamma di componenti motoristici: condotti (a Y, a T, multi-junctions, orifizi,
choke e giunzioni comuni), volumi, filtro dell’aria e valvola a farfalla per quanto
riguarda la parte di aspirazione del motore, e catalizzatore, filtro del particolato
(solo nei motori Diesel), silenziatore e ancora i condotti per la parte di scarico. È
anche possibile introdurre un gruppo di sovralimentazione composto da
compressore e turbina, più la valvola waste-gate; nella schematizzazione del
motore vengono introdotti ovviamente i cilindri e le valvole di aspirazione e di
scarico. Dato che la simulazione è monodimensionale, gli oggetti più complessi,
come le valvole, i cilindri e il turbo-gruppo, vengono simulati con una
rappresentazione numerica a parametri concentrati.
Nella fase di realizzazione del modello si vanno ad introdurre tutti i componenti
del motore in oggetto nel modo più accurato possibile per ottenere risultati più
attendibili e reali:
condotti: per ogni tratto vengono definite le grandezze geometriche
(diametri equivalenti, spessore e lunghezza) e quelle legate alla turbolenza
ed alla fluidodinamica (rugosità, mesh, temperatura, ecc); si può anche
71
specificare la natura del condotto (a sezione variabile, curvo, perforato,
condotto di testa o dell’EGR);
giunzioni: i collegamenti tra un elemento e l’altro possono essere simulati
in vario modo per considerare anche le perdite di carico per le variazioni di
sezione; inoltre gli estremi dei condotti che si interfacciano con l’ambiente
vengono introdotti con delle apposite giunzioni per valutare l’isoentropicità
o meno del condotto;
valvole: nella gestione delle valvole si introducono i parametri geometrici
come il diametro valvola e la legge di alzata ℎ in funzione dell’angolo di
manovella 𝜃; il programma in automatico calcola il rapporto ℎ 𝑑𝑉⁄ ed i
flussi diretti e inversi, regolati dal coefficiente di flussaggio della valvola. I
valori di flussaggio sarebbe bene ottenerli precedentemente da una prova di
flussaggio della testata, nel caso ciò non fosse possibile li si ipotizza con
criterio. Il presente elaborato si è basato su valori ipotizzati in quanto, non
si disponeva di prove di flussaggio della testa al banco. Viene anche gestito
il diagramma della distribuzione nel quale si settano i valori, in gradi di
manovella, dei punti di apertura e chiusura delle valvole (AAA, RCA, AAS
e RCS). Nel caso in cui il motore in esame fosse dotato di azionamento
variabile delle valvole, è anche gestibile questo aspetto andando a
modificare la variazione di apertura della valvola;
cilindro: è un elemento che contiene altri sottomodelli già visti (di
combustione, di cinetica chimica, di rilascio del calore, ecc); in esso vanno
introdotti numerosi parametri: grandezze geometriche (corsa, alesaggio,
lunghezza biella, rapporto di compressione e geometria della camera di
combustione), tipo di combustibile e sue caratteristiche (LHV e H/C),
temperatura di parete, modello di scambio del calore scelto e modello di
combustione desiderato. In base alle scelte fatte si devono introdurre altri
valori: rapporto aria/combustibile A/F al variare del numero di giri,
fasatura di accensione imponendo l’anticipo di accensione della candela
per ogni regime settato, parametri di combustione di Wiebe o di xb a
seconda della scelta fatta. Si possono inserire anche alcuni parametri utili
per la valutazione degli inquinanti prodotti: caratteristiche dell’olio motore,
frazione di idrocarburi incombusti HC e diametro del pistone per stimare i
trafilamenti verso il basamento;
catalizzatore: questo componente viene schematizzato inserendo la
geometria equivalente del monolita (densità di celle, area frontale, ecc), i
72
coefficienti di scambio termico verso l’esterno e scegliendo il modello di
simulazione desiderato;
silenziatore: anche in questo caso si riportano i dati geometrici
considerando anche gli eventuali end close dei volumi;
output pickup: è un trasduttore virtuale posizionabile dove si desidera avere
dei dati precisi.
Una volta completato l’inserimento dello schema semplificato, si fa partire la
simulazione; la durata di questa è direttamente proporzionale al numero di nodi
adottato, al numero di giri motore da simulare ed al numero di cicli per ogni
regime. I dati generati vengono presentati sotto forma di file .csv, .txt e .dat; in essi
vengono presentati i valori di: pressione, coppia, potenza, pressioni, temperature,
perdite, portate massiche, turbolenza e molti altri, istantanei o mediati sull’intero
ciclo di lavoro a seconda del valore desiderato.
4.2 Microsoft Excel
È un software della suite di Microsoft Office per la generazione di fogli elettronici;
permette di analizzare dati di vario genere e di visualizzarli in maniera grafica. Il
fatto che Gasdyn generi dei file .csv agevola la lettura dei risultati con Excel e
consente una più rapida rielaborazione senza il bisogno di dover passare per altri
software.
4.2.1 Caratteristiche ed implementazione
Il suo funzionamento è molto semplice: si basa su una tabella (o foglio di lavoro)
composta da celle in cui vanno inseriti i dati o le formule da valutare; finito
l’inserimento dei dati (o l’importazione, nel caso del corrente lavoro) è possibile
passare alla rappresentazione grafica dei numeri inseriti o calcolati.
L’implementazione grafica consente di scegliere tra vari oggetti di
visualizzazione: istogrammi, grafici a linee, a torta, 2D e 3D e molti altri. La scelta
per questo elaborato è caduta sui grafici a linee che consentono una valutazione
chiara e semplice dei dati trattati.
73
4.3 Software CAD
Per poter ricreare una schematizzazione più accurata del motore nel codice di
calcolo, la Casa SWM ha fornito i disegni 3D dell’assieme motore-condotti; si
sono utilizzati quindi i software di disegno tecnico e CAD SolidWorks ed
AutoCAD per analizzare le geometrie dei sistemi di aspirazione e di scarico e
ricavare le misure precise delle geometrie equivalenti (volumi o diametri) da
considerare.
74
75
Capitolo 5
Analisi del motore
Nel presente capitolo si illustra il lavoro di modellazione numerica e studio del
motore monocilindrico oggetto del presente elaborato. Il propulsore della casa motociclistica SWM Motorcycles è stato simulato
numericamente in un primo momento per poter valutare le sue prestazioni assolute
e cercare in seguito di ottimizzarle agendo su alcuni parametri motoristici. Le
variazioni dei parametri caratteristici sono state limitate dal fatto che i principali
componenti del motore (testa, distribuzione, camme, ecc..) sono già stati definiti
ed industrializzati rendendo molto complessa la gestione di eventuali modifiche.
Anche la ciclistica della moto è, in larga parte, già definita ed impedisce di
modificare a piacere la configurazione dei sistemi di aspirazione e scarico per
rispettare gli ingombri. Nonostante queste limitazioni è stato possibile simulare
alcune variazioni ottenendo risultati positivi sulle curve di riempimento, coppia e
potenza. I dati ottenuti dalle simulazioni col codice numerico vanno comunque sempre
confrontate e validate con dei collaudi sperimentali da fare al banco prova, per
poter essere pienamente sicuri del lavoro svolto in fase di analisi computerizzata.
Nel presente elaborato sono stati quindi confrontati i risultati della simulazione
numerica con le acquisizioni sperimentali rilevati al banco prove da parte della
Casa SWM. A causa di ritardi sopraggiunti nella realizzazione dei primi prototipi, la
configurazione testata al banco prova (deifnita motore “standard”), presenta dei
sistemi di aspirazione e scarico che non rappresentano i componenti definitivi
impiegati in fase di produzione. Su tali componenti è attualmente in corso una fase
di sviluppo per la ricerca del miglior compromesso tra prestazioni e rispetto dei
limiti di normativa relativamente all’inquinamento acustico ed ambientale (Euro 4)
Non è stato possibile confrontare con i valori sperimentali le successive
simulazioni numeriche delle modifiche apportate. I risultati verranno comunque
riportati di seguito, definendo la configurazione come motore “modificato”. Si
76
presume comunque che, dato che le modellazioni sul propulsore standard
coincidono con i dati forniti dal banco prova, anche gli upgrade sviluppati col
codice siano da ritenersi attendibili.
5.1 Caratteristiche motore
Il motore in oggetto è un monocilindrico a quattro tempi a ciclo Otto per impiego
motociclistico, le cui caratteristiche tecniche di fabbrica sono le seguenti:
Alimentazione Iniezione elettronica indiretta con
corpo farfallato da 32 mm
Cilindrata 124.71 cm3
Corsa 47.2 mm
Alesaggio 58.0 mm
Rapporto corsa-alesaggio 0.81
Rapporto di compressione 11.5
Valvole per cilindro 4: 2 di aspirazione e 2 di scarico
Diametro Valvole Aspirazione: 22,5mm
Scarico: 19mm
Tabella 2 – Specifiche tecniche del motore monocilindrico SWM
Durante la fase preliminare di sviluppo, la SWM ha indicato anche delle curve
ideali di coppia e potenza desiderabili per il propulsore:
Figura 32 - Curve di coppia e potenza desiderabili dalla Casa SWM
77
Si può osservare come i dati di target siano una potenza massima di circa 12.5 kW
(17 CV) a 9500 rpm ed una coppia massima di circa 14-15 Nm tra i 7000 e gli
8500 giri al minuto.
5.2 Implementazione in Gasdyn
Prima di poter procedere alla schematizzazione di tutti i condotti nel codice di
modellazione Gasdyn, si è dovuto ricavare tutte le geometrie equivalenti dei
condotti e dei volumi da alcuni file di CAD 3D del motore completo.
Figura 33 - Disegno CAD del sistema di aspirazione e del motore
La parte più complessa dell’analisi geometrica è stata quella riguardante i condotti
della testa del motore, nella quale le geometrie non sono né cilindriche né regolari
e quindi in alcuni punti si è anche dovuto ricorrere ad approssimazioni meno
precise (per esempio nel punto di biforcazione dei condotti verso le valvole).
78
Figura 34 - Disegno 3D della testa del motore, con in evidenza le valvole, i guida valvole ed i condotti
Una volta ricavate tutte le geometrie di interesse si è passati alla loro
schematizzazione nel codice Gasdyn, componente per componente e, nel caso dei
condotti, tratto per tratto per ottenere una riproduzione 1D il più accurata possibile.
Di seguito viene presentato lo schema finale del motore comprensivo dei sistemi di
aspirazione e di scarico e l’analisi dei singoli componenti:
Figura 35 - Schema in GASDYN del motore "standard"
Condotti di aspirazione e di scarico
Come già ampiamento illustrato nei capitoli precedenti, i sistemi di aspirazione e
di scarico rivestono un ruolo fondamentale sulle prestazioni del motore; per questa
ragione si è ritenuto doveroso schematizzare il più fedelmente possibile la
geometria reale dei condotti, anche utilizzando un gran numero di partizionamenti.
Il motore effettivamente testato al banco ha un sistema di aspirazione che non
dispone della scatola filtro, ma è costituito unicamente da una trombetta, a sezione
conica, di lunghezza pari a 150 mm; questa configurazione è stata riportata nella
simulazione perché, come detto, la lunghezza dei condotti di aspirazione impatta
direttamente sul riempimento e quindi coppia e potenza del propulsore. Non
79
essendo disponibile un’analisi sperimentale, per la valutazione del coefficiente di
friction è stato necessario effettuare delle ipotesi al fine di ottenere un migliore
accordo con le acquisizioni rilevate.
Figura 36 - Dettaglio del sistema di aspirazione implementato
La temperatura del condotto di aspirazione è stata assunta pari a 330K fino
all’inizio dei condotti di testa dove subisce un incremento fino a 350K.
Il corpo farfallato presenta un diametro minimo pari a 32 mm ed è seguito da un
tratto di condotto in cui è posizionato l’iniettore del combustibile, appena prima
dell’inizio dei condotti di testa. Dato che il motore ha due valvole di aspirazione, i
condotti di testa sono disposti a Y: iniziano con un tratto unico che poi si divide
verso le due valvole in modo simmetrico.
Lo stesso lavoro è stato fatto per i condotti di scarico; anche in questo caso il
motore testato al banco prova non monta l’impianto di scarico della produzione in
serie ma uno semplificato, che inizialmente è stato simulato come un condotto
dritto a sezione costante. Nel seguito verrà simulata la configurazione di
produzione come da specifiche e saranno analizzate le differenze.
Figura 37 - Dettaglio del sistema di scarico implementato
80
Per ottenere misurazioni precise si è utilizzata una mesh pari a 5 mm per ogni
condotto del motore.
Figura 38 - Dettaglio del corpo farfallato schematizzato
Valvole
Sono stati introdotti anche i parametri riguardanti le valvole sia di aspirazione che
di scarico rispettando i diagrammi delle alzate forniti dalla Casa. Le dimensioni
geometriche delle valvole sono 𝑑𝑣 𝑎𝑠𝑝 = 22.5 mm per quelle di ammissione e
𝑑𝑣 𝑠𝑐𝑎 = 19 mm per quelle di scarico.
Figura 39 - Menù di configurazione delle valvole
81
Purtroppo come detto, la testa del motore non è stato flussata in precedenza e
quindi i valori del coefficiente di efflusso sono stati ipotizzati in maniera coerente
al motore in esame; l’andamento inserito nel codice è quello riportato nelle figure
sottostanti per le due tipologie di valvole.
Figura 40 - Coefficienti di efflusso per le valvole di aspirazione e scarico
Le leggi delle alzate in funzione dei gradi di manovella hanno permesso di
ottenere il diagramma della distribuzione riportato di seguito, caratterizzato da un
AAA pari a 325° ed un AAS pari a 105°.
Figura 41 - Diagramma circolare della distribuzione
Nel seguito si interverrà sul valore di questi anticipi lasciando comunque inalterato
il tempo totale di apertura delle valvole, non modificando cioè i profili delle
camme. La modifica dei profili, infatti, è un intervento molto dispendioso dal
82
punto di vista economico, mentre variare la fasatura richiede solo un
posizionamento diverso delle pulegge degli alberi a camme e motore durante la
fase di assemblaggio del motore.
Cilindro
Il monocilindro è stato implementato con l’apposito comando; oltre alle
caratteristiche geometriche sono stati ipotizzati i dati delle pressioni e delle
temperature ai punti AAS e RCA in modo ragionevole, e sono stati inseriti i dati del
carburante (benzina per il presente motore). Si sono poi scelti i modelli di
simulazione voluti: Woschni per lo scambio di calore, M-zone e Fractal per la
combustione e Fast method per l’equilibrio chimico degli inquinanti.
Figura 42 - Menù per la configurazione dei parametri motore
Tramite un’apposita finestra si è caratterizzata anche la camera di combustione,
sempre analizzando i dati dei disegni 3D.
83
Figura 43 - Dettaglio delle quotature della camera di combustione
Sono stati inseriti anche i valori del rapporto aria/combustibile A/F e dell’anticipo
di accensione al variare del regime di rotazione del motore; questi dati sono stati
ricavati dalla prova al banco effettuata in modo tale da avere un A/F compreso tra i
12.5 e i 13 punti circa. L’anticipo di accensione è stato impostato prestando
attenzione a non incorrere nel fenomeno della detonazione illustrato in precedenza.
Figura 44 - Valori di A/F e dell'anticipo di accensione al variare del regime motore
General data
Nella finestra di setup generale del codice, si sono impostati altri parametri interni
al software fondamentali per la simulazione. Per prima cosa è stato scelto il
metodo numerico di risoluzione del codice: è stato scelto quello del 2°ordine di
McCormack con CFL pari a 1 e FCT Smoothing come controllo. È stato impostato
il range di giri nel quale simulare il motore, tra i 3000 e i 10000 rpm con step di
500 rpm, in quanto questo è circa l’intervallo di utilizzo previsto per il propulsore.
84
Sono stati inseriti i valori di pressione e temperatura dell’aria nei condotti al
variare degli rpm e sono stati settati dei coefficienti per valutare l’incremento di
temperatura dei gas di scarico al crescere del regime.
Figura 45 - Condizioni dell'aria nei condotti
Infine si è introdotta la friction del motore; questa è la perdita di pressione effettiva
all’interno del cilindro dovuta agli attriti del motore e può essere inserita in vari
modi a seconda dei dati disponibili. Nella simulazione in esame è stata calcolata
col metodo di Millington-Hartles, il quale la calcola come funzione direttamente
proporzionale al regime del motore ed al quadrato del volume del cilindro:
𝑓𝑚𝑒𝑝 = 𝑟 − 5
4+ 0.003𝑛 + 0.003𝑉𝑝𝑖𝑠𝑡
2
5.3 Andamento dei risultati per il motore standard
Figura 46 - Motore SWM durante i test al banco prova
85
I dati dei parametri motoristici ricavati con Gasdyn e dal banco prova hanno
permesso di compiere un’analisi del motore ampia e dettagliata. Di seguito si
propone una tabella di Micorsoft Excel con tutti i parametri calcolati e rilevati ed
approfonditi nel seguito:
Figura 47 - Dati ricavati dal banco prova e dalla simulazione col codice GASDYN
Nel seguito vengono eseguite delle comparazioni sui singoli parametri al fine di
valutare la qualità della simulazione eseguita confrontata con le prove
sperimentali.
Coppia e potenza
La prova al banco del motore standard configurato come descritto sopra ha
prodotto delle curve di coppia e potenza che sono riportate di seguito:
Regime Carico A/F Potenza Potenza Coppia η globaleCons.
Comb.Bsfc pme m aria Blow-by
p Aria
Amb.
T Aria
Amb.
[rpm] % [kW] [HP] [Nm] [kg/h] [g/kWh] [bar] [g/s] [l/min] [mbar] [°K]
3001 99.9 12.55 2.48 3.37 7.87 0.20 1.06 427.77 7.95 3.70 2.05 975.00 293
3498 99.9 12.70 2.99 4.07 8.18 0.16 1.59 531.30 8.23 5.61 2.00 974.90 293
3999 99.9 12.67 3.34 4.54 7.98 0.32 0.86 257.62 8.03 3.03 1.95 974.80 293
4500 99.9 12.54 3.85 5.24 8.18 0.34 0.95 246.56 8.24 3.31 1.71 974.80 293
5001 99.9 12.56 4.58 6.23 8.76 0.26 1.50 327.45 8.81 5.23 1.26 974.80 293
5498 99.9 12.69 5.42 7.37 9.42 0.25 1.83 337.69 9.48 6.45 1.47 974.80 293
5999 99.9 12.56 6.32 8.59 10.05 0.31 1.72 272.32 10.13 6.00 1.43 974.80 293
6500 99.9 12.53 6.90 9.38 10.14 0.24 2.40 347.97 10.21 8.35 2.82 974.80 293
7000 99.9 12.85 7.60 10.33 10.36 0.27 2.36 310.71 10.44 8.42 2.94 974.90 293
7501 99.9 12.57 8.12 11.04 10.34 0.25 2.67 328.91 10.41 9.32 2.94 974.80 293
7999 99.9 12.59 8.45 11.49 10.09 0.22 3.27 387.05 10.16 11.44 2.74 974.90 293
8499 99.9 12.61 8.80 11.97 9.89 0.25 2.94 334.04 9.96 10.30 2.51 974.90 293
9000 99.9 12.57 9.12 12.40 9.67 0.28 2.73 299.42 9.75 9.53 2.05 974.90 293
9501 99.9 12.47 9.12 12.40 9.17 0.22 3.45 378.39 9.23 11.95 2.35 974.90 293
10002 99.9 12.65 8.68 11.80 8.29 0.25 2.95 340.00 8.35 10.37 2.22 974.90 293
Eng.
speedCarico A/F Br.power Potenza Br.torque η globale
Cons.
Comb. Bsfc Bmep m aria Fmep
p Aria
Amb.
T Aria
Amb.p_max
[rpm] % [kW] [HP] [Nm] [kg/h] [g/kWh] [bar] [g/s] [bar] [mbar] [°K] [°] ATDC
3000 99.9 12.55 2.86 3.89 9.097 0.27 0.89 312.91 9.17 3.12 1.84 975 323 15
3500 99.9 12.70 3.23 4.39 8.807 0.27 0.99 307.98 8.87 3.51 1.89 975 323 14
4000 99.9 12.67 3.63 4.94 8.672 0.27 1.12 309.08 8.74 3.95 1.94 975 323 14
4500 99.9 12.54 4.02 5.46 8.52 0.27 1.25 312.12 8.59 4.37 2.00 975 323 13
5000 99.9 12.56 4.70 6.39 8.972 0.27 1.44 307.59 9.04 5.04 2.06 975 323 12
5500 99.9 12.69 5.51 7.49 9.558 0.28 1.66 301.39 9.63 5.85 2.13 975 323 12
6000 99.9 12.56 6.24 8.49 9.932 0.27 1.91 306.24 10.01 6.67 2.19 975 323 13
6500 99.9 12.53 6.64 9.03 9.754 0.27 2.05 308.59 9.83 7.13 2.26 975 323 13
7000 99.9 12.85 7.78 10.58 10.608 0.28 2.31 296.55 10.69 8.23 2.34 975 323 12
7500 99.9 12.57 8.06 10.96 10.265 0.27 2.51 311.17 10.34 8.76 2.42 975 323 14
8000 99.9 12.59 8.44 11.47 10.071 0.26 2.69 318.68 10.15 9.40 2.50 975 323 13
8500 99.9 12.61 9.04 12.29 10.153 0.26 2.92 323.17 10.23 10.23 2.59 975 323 13
9000 99.9 12.57 9.15 12.44 9.708 0.25 3.04 332.47 9.78 10.62 2.68 975 323 13
9500 99.9 12.47 9.13 12.42 9.177 0.24 3.16 345.58 9.25 10.93 2.77 975 323 14
10000 99.9 12.00 9.19 12.50 8.777 0.22 3.45 375.40 8.84 11.50 2.87 975 323 17
PR
OV
A A
L B
AN
CO
SW
MSI
MU
LAZI
ON
E C
ON
GA
SDY
N
86
Figura 48 - Curve di coppia e potenza ricavate sperimentalmente al banco prova
Si osserva che la coppia presenta il “buco” caratteristico dei monocilindrici ai
bassi regimi, poi sale bruscamente fino al suo massimo di 10.36 Nm a 7000 rpm
per poi calare sensibilmente fino ai 10000 giri/min. La potenza ha un andamento
crescente e presenta il suo picco massimo a 9500 rpm pari a 9.12 kW (12.40 CV)
per poi calare.
La temperatura ambiente è stata dichiarata pari a circa 294K e la pressione a 0.974
bar; va puntualizzato che questi dati si riferiscono alle condizioni dell’aria nella
sala prove e non dell’ambiente esterno in quanto il motore aspira aria direttamente
dalla sala.
I valori delle curve sperimentali sono ben lontani dai valori di target desiderati
dalla Casa anche se gli andamenti sono abbastanza simili, soprattutto per la
potenza. Questo discostamento è imputabile a più fattori: la configurazione dei
condotti ideali non è nota, non sono dichiarate le condizioni ambiente e non
vengono forniti i dati del motore.
Vengono ora proposte le curve ricavate dalla simulazione col codice numerico
sovrapposte a quelle sperimentali per poter avere un confronto diretto dei dati
ottenuti.
87
Figura 49 - Confronto tra curve di coppia e potenza sperimentali e simulate
Dal confronto si può osservare come l’andamento delle curve sia molto simile; i
dati di simulazione presentano qualche punto di scostamento da quelli
sperimentali. La curva di coppia a bassi giri presenta dei valori leggermente
superiori della curva sperimentale presumibilmente per le condizioni al contorno
non precise e per l’influenza delle ipotesi introdotte in precedenza nella
valutazione dei coefficienti di efflusso e del fattore di “friction”. Per ottenere
queste curve però si è dovuto impostare nel codice una temperatura ambiente
superiore rispetto a quella fornita dalla sala prova: si è considerata una temperatura
di circa 323K, 30° superiore a quella dichiarata dei collaudi, tale valore tuttavia è
allineato con i valori rilevati in centralina dal sensore di temperatura presente
all’ingresso del corpo farfallato e maggiormente rappresentativo delle effettive
condizioni termodinamiche dell’aria aspirata dal motore. La pressione invece è
stata inserita quella fornita pari a 0.975 bar.
I valori massimi di copia e potenza simulati sono rispettivamente 10.61 Nm a 7000
rpm e 9.19 kW a 10000 giri/min; i valori assoluti di picco sono praticamente
identici tra curva sperimentale e simulata ed anche i regimi corrispondenti sono i
medesimi.
88
Riempimento
Grazie al codice numerico è stata calcolato anche il coefficiente di riempimento; si
osserva come esso rispecchi fedelmente l’andamento della curva di coppia. Infatti
come è stato illustrato in precedenza questi due parametri sono direttamente
collegati e discendono dall’intonazione dei condotti.
Figura 50 - Curva di riempimento ricavata tramite la simulazione
Consumo specifico di combustibile
Il consumo specifico di combustibile, come indicato in letteratura, deve avere un
andamento crescente all’aumentare del regime del motore; ciò è anche
comprensibile pensando che all’aumentare del regime di rotazione, maggiore è la
frequenza dei cicli di combustione che si verificano con conseguente incremento
delle fasi in cui si brucia il carburante. La centralina elettronica determina il tempo
di apertura dell’iniettore in base a piani quotati in funzione del regime motore e del
carico (apertura della valvola a farfalla).
Anche in questo caso il codice numerico fornisce dei dati pienamente in linea con
quanto affermato, mentre i dati sperimentali presentano un andamento altalenante
legato alla necessità di ricalibrare la strumentazione di misura del consumo
istantaneo di carburante. Tuttavia, l’andamento dei consumi rilevati è coerente con
i risultati della simulazione e la loro interpolazione, con una curva polinomiale,
mostra andamenti allineati ai risultati di simulazione.
89
Figura 51 - Confronto del consumo specifico di combustibile sperimentale e simulato in [kg/h]
Spesso si fa riferimento al consumo specifico di combustibile 𝑐𝑠𝑒 espresso in
g/kWh; l’andamento teorico rimane leggermente crescente ed i dati ottenuti lo
riconfermano. I dati sperimentali vanno sempre interpolati ma, trascurando i bassi
regimi, la tendenza è confermata.
Figura 52 - Confronto del consumo specifico di combustibile sperimentale e simulato in [g/kWh]
Rendimento globale 𝜼𝒈
Come anticipato per il consumo specifico, anche il rendimento globale del motore,
da letteratura, deve presentare un andamento decrescente al crescere del regime di
rotazione; analogamente a quanto osservato in precedenza il codice a causa dei
consumi di combustibile ridotti e della maggiore influenza dell’errore nella
90
valutazione degli stessi rispecchia questo andamento, mentre la prova sperimentale
fornisce valori altalenanti che, se interpolati, rispettano anch’essi questa tendenza
(a parte ai regimi più bassi dove gli errori sono leggermente maggiori):
Figura 53 - Confronto del rendimento globale sperimentale e simulato
Pressione media effettiva bmep
La pressione media effettiva bmep rappresenta il lavoro effettivo per ciclo ed unità
di cilindrata ed è un indicatore della qualità progettuale del motore; da essa si può
ricavare direttamente la potenza effettiva come mostrato in precedenza.
Figura 54 - Confronto della pressione media effettiva bmep sperimentale e simulata
91
Pressione media di friction fmep
Le perdite dovute agli attriti interni al cilindro vengono conteggiati nella pressione
media effettiva di friction fmep che è pari alla differenza tra pressione media
indicata imep e pressione media effettiva bmep. Presenta un andamento crescente
(leggermente esponenziale) con il regime di rotazione in quanto le perdite per
attrito sui cuscinetti (dovute alle forze d’inerzia per le oscillazioni del pistone) e
sui lati del pistone aumentano al crescere dei giri motore.
Figura 55 – Confronto della pressione media effettiva di friction fmep sperimentale da letteratura e simulata
Viene riportata una curva sperimentale reperita in letteratura per confronto; si
osserva che gli andamenti sono esattamente gli stessi, vi è una differenza tra le due
curve di un valore pari a 0.5 dovuto alle minori perdite del motore riportato.
Portata d’aria aspirata dal motore 𝒎𝒂̇
Un discorso analogo a quello del consumo di combustibile può essere fatto per la
portata d’aria aspirata dal motore. La 𝑚𝑎̇ , infatti, cresce circa linearmente al
crescere dei giri in quanto maggiore è il regime di rotazione, più alta è la frequenza
della fase di aspirazione dove si aspira l’aria dall’ambiente esterno.
92
Figura 56 - Confronto della portata d'aria nel motore sperimentale e simulata
Si osserva che le due curve sono molto simili e rispecchiano fedelmente
l’andamento lineare crescente della letteratura.
Fasatura di accensione
La fasatura di accensione è fondamentale per ottenere la completa ed ottimale
combustione del carburante durante la fase di scoppio.
Sono state effettuate varie simulazioni per vedere se anticipando ulteriormente lo
scoccare della candela si potessero ottenere prestazioni più elevate ma così non è
stato: alzando l’anticipo oltre i valori forniti dalla casa si otteneva il picco di
pressione tra i 5 ed i 12° di manovella dopo il PMS, rischiando di incorrere nella
detonazione, e ciò ha fatto concludere che la fasatura fornita fosse il miglior
compromesso.
5.3.1 Confronto tra il motore standard ed uno di pari cilindrata
intonato diversamente
I dati di target desiderati dalla Casa non sono un’utopia come si potrebbe
concludere viste le discrepanze con le prove sperimentali effettuate; sono
avvicinabili ma bisogna adottare dei sistemi di aspirazione e scarico
completamente differenti. Esistono infatti vari motori 125 monocilindrici a quattro
tempi che hanno curve di potenza e coppia differenti a seconda delle caratteristiche
geometriche del motore stesso e dell’intonazione con i sistemi di aspirazione e
93
scarico. In base al range di utilizzo del motore che si vuole avere, si può scegliere
se sfruttarlo di più agli alti regimi con una curva di coppia più piena verso gli alti e
più vuota ai bassi giri, o viceversa per averlo più guidabile ai bassi regimi. Nel
primo caso è possibile anche spostare verso regimi superiori l’inserimento del
limitatore di giri, che inibisce l’accensione comandata e l’iniezione di
combustibile oltre un certo valore di rpm per non danneggiare il motore, ed
ottenere dei picchi di potenza più elevati.
Di seguito viene riportato il confronto tra il motore standard SWM in esame ed un
altro di una Casa concorrente, sempre monocilindrico a quattro tempi di 125 cm3,
intonato in modo completamente differente.
Figura 57 - Comparativa della pressione media effettiva bmep con un altro motore 125 monocilindrico
Come si può osservare, la curva della pressione media effettiva, da cui discendono
coppia e potenza, è intonata molto più in alto rispetto al motore in studio e
raggiunge un regime massimo di rotazione superiore (11000 rpm contro i 10000
giri/min dell’SWM). Questa combinazione di fattori consente di ottenere una
𝑏𝑚𝑒𝑝𝑚𝑎𝑥 pari a circa 11.50 bar; con semplici passaggi si ricava una potenza
massima di quasi 12 kW (16.4 CV) a 10000 giri/min ed una coppia massima di
circa 11.3 Nm. La potenza è notevolmente superiore ma la coppia non varia molto,
in valore assoluto, da quella ottenuta dal motore standard; ciò conferma che
spostando la potenza massima verso gli alti regimi la coppia massima sviluppabile
del propulsore non varia in modo significativo in quanto conta di più l’aumento
del regime di rotazione.
94
Un altro fattore che consente di avere una potenza superiore è una riduzione, se
pur modesta, della friction; avendo meno attriti, il motore genera più potenza utile
e ha un rendimento globale superiore.
Figura 58 - Comparativa della pressione media effettiva di friction con un altro motore 125 monocilindrico
Questa analisi conferma che i dati desiderabili dalla Casa sono ideali, in quanto
non è possibile ottenere una potenza di 12.5 kW ed al tempo stesso una coppia
massima di 15 Nm; una richiesta esclude l’altra.
Dato che il motore oggetto del presente trattato è sviluppato per un utilizzo
stradale, si preferisce prediligere la guidabilità ai medi regimi e quindi ottenere
una curva di coppia più piena nel range di giri tra i 5500 ed i 8500 rpm, senza
spingersi fino a 11000 giri/min. Inoltre agli alti regimi aumenta anche il consumo
di combustibile come visto, e ciò renderebbe il motore meno parco nei consumi sia
perché a 11000 rpm consuma di più per i cicli più frequenti, sia perché per avere
coppia e prestazioni notevoli deve ruotare a regimi elevati e questo è sfavorevole
per il consumo di carburante.
5.4 Andamento dei risultati per il motore modificato
Nonostante la ciclistica della moto e gli ingombri disponibili per il motore siano
già definiti, si è cercato di ottimizzare le curve di coppia e rendimento agendo su
alcuni parametri motoristici; nel seguito vengono proposte le prove effettuate con
l’intento di mostrare anche l’influenza delle varie dimensioni in gioco.
95
Plenum in aspirazione
Nella configurazione definitiva del motore, l’impianto di aspirazione comprende
due volumi: uno è la scatola filtro, il cui volume di progetto è pari a 4.5 dm3, e
l’altro è il raccordo in gomma che collega la scatola filtro al corpo farfallato, pari a
1.0 dm3 da progetto.
Figura 59 - Dettaglio del sistema di aspirazione ufficiale
Variando questi due volumi, aumentandoli o diminuendoli, varia la curva di
riempimento del motore in quanto cambiano le lunghezze e gli andamenti delle
onde di pressione lungo il sistema di aspirazione.
Figura 60 - Effetto sul riempimento della variazione dei volumi in aspirazione
La curva nera “RIF” è stata ottenuta sostituendo la trombetta in aspirazione con lo
schema di progetto del sistema di aspirazione, composto dai due volumi ed i
condotti che li collegano; questa curva è diversa da quella precedente con la
trombetta in quanto la presenza dei plenum fa variare il rendimento volumetrico.
Si osserva comunque che anche variando i volumi in maniera significativa
(estremizzando in alcuni casi l’analisi, perché un volume da 10 dm3 sarebbe
96
irrealizzabile sulla moto) la curva di riempimento non varia in modo rilevante. I
valori di progetto sembrano quelli di miglior compromesso tra le prove simulate.
Di seguito viene riportato un diagramma che mostra il confronto tra le curve di
riempimento del motore standard e quelle del motore di riferimento,
schematizzato come da datasheet 3D che verrà analizzato nel proseguo, al fine di
evidenziare come varia il riempimento modificando i sistemi di aspirazione e
scarico:
Figura 61 - Confronto del riempimento tra motore standard e motore di riferimento dai 3D
Diagramma della distribuzione
La modifica delle fasature delle valvole ha un ruolo importante sulla curva di
riempimento del motore; ritardare o anticipare la chiusura o l’apertura delle
valvole significa far variare l’istante in cui le onde di pressione si ripresentano alle
porte del cilindro, portando o meno dei benefici alle performance.
Da progetto le fasature sono:
AAA pari a 325° dell’angolo di manovella;
AAS pari a 105° dell’angolo di manovella;
durata angolare dell’aspirazione pari a 275°;
durata angolare dello scarico pari a 285°.
Nelle varie prove effettuate ci si è discostati di al massimo ± 10° dai valori sopra
riportati, mantenendo sempre inalterate le durate delle fasi e le alzate per non
intervenire sui lobi delle camme.
97
Figura 62 - Effetto sul riempimento della variazione delle fasature delle valvole
Un miglioramento della curva di riempimento si tramuta direttamente in un
miglioramento della curva di coppia:
Figura 63 - Effetti sulla coppia della variazione delle fasature delle valvole
Si ritiene leggermente migliore della configurazione di progetto la fasatura con
AAS pari a 120° di manovella e AAA pari a 320° (rappresentata in verde nel
grafico). La curva gialla potrebbe apparire preferibile ma essa fornisce un
riempimento migliore ai medi regimi di poco superiore alla fasatura verde, mentre
è decisamente inferiore ai bassi ed alti regimi.
Con questa nuova fasatura, oltre alle analisi sul coefficiente di riempimento, sono
state valutate anche le pressioni nel cilindro e nei condotti per valutare gli effetti
d’onda ed i riflussi di portata.
98
È doveroso precisare che le curve sono state ricavate a pari anticipi di accensione e
ciò non è propriamente corretto; in base alla quantità di aria/miscela che entra nel
cilindro si devono ricalcolare gli istanti in cui far scoccare la scintilla in modo tale
da evitare la detonazione quando si ha più portata, e attenuare i picchi negativi
quando se ne ha meno.
Si riportano solo i grafici relativi al regime di coppia (e riempimento) massima
pari a 7000 giri/min.
Figura 64 - Diagramma delle pressioni al regime di massima coppia
Le pressioni presentano degli ottimi andamenti; durante la fase di incrocio, la
pressione in aspirazione è sempre superiore alla pressione nel cilindro e nello
scarico e ciò evita il riflusso di gas combusti verso il condotto di aspirazione,
garantendo un buon lavaggio ed un buon ricambio del fluido. Inoltre è ben visibile
il picco di pressione che caratterizza la seconda fase dell’aspirazione e che assicura
un buon riempimento del motore.
99
Figura 65 - Diagramma delle portate massiche al regime di massima coppia
Anche il grafico delle portate massiche (positive o negative) non presenta riflussi
di gas combusti risalenti in aspirazione durante la fase di incrocio; è presente solo
un leggero riflusso di carica fresca verso il condotto di aspirazione alla fine della
fase di aspirazione, quando il pistone sta risalendo verso il PMS. Si tratta
comunque di un valore minimo pari, nel punto peggiore, a 0.00185 kg/s di portata
di ritorno.
Altri parametri motoristici e catalizzatore
Sono stati anche valutati altri parametri motoristici che vengono brevemente
riassunti nel seguente grafico:
Figura 66 - Influenza sulla coppia della variazione di altri parametri motoristici
100
Si osserva che leggere variazioni del rapporto di compressione, da 11.5 a 12, o del
diametro minimo del corpo farfallato, da 32 a 34 mm, non influiscono
significativamente sulle prestazioni del motore; il rapporto di miscela
aria/combustibile A/F, invece, fa calare le performance se viene ridotto a valori
troppo bassi (ad esempio 11), cioè se ci si sposta verso dosature esageratamente
ricche che corrispondono a setup di protezione dettati dalla centralina elettronica.
Viene anche valutato l’effetto del catalizzatore; esso è un elemento aggiuntivo del
sistema di scarico, formato da un monolita in materiale ceramico a nido d’ape su
cui vengono disposti gli elementi attivi. Questo convertitore catalitico ha la
funzione di abbattere le sostanze inquinanti prodotte dal motore; svolge una
triplice azione sui gas di scarico riducendo gli 𝑁𝑂𝑥 ad 𝑁2 (mediante elemento
attivo a base di Rodio), ed ossidando HC e CO a 𝐶𝑂2 ed 𝐻2𝑂 (mediante elementi
attivi a base di Platino e Palladio). Maggiore è la densità di canali del monolita,
maggiore è la contropressione che questo elemento genera nel condotto di scarico;
aumenta quindi il lavoro che il pistone deve compiere per espellere i gas combusti
dal cilindro e si riducono le prestazioni del motore.
La Casa costruttrice ha fornito le specifiche del monolita in oggetto, in termini di
sezioni e numero di celle, ed è stato quindi possibile inserirlo nel codice:
Figura 67 - Menù di configurazione del monolita del catalizzatore
In analisi precedenti, che non sono state qui riportate, si erano provati tre
posizionamenti del monolita: all’inizio del sistema di scarico, a metà dell’impianto
ed all’ingresso del silenziatore. La configurazione migliore dal punto di vista della
contropressione allo scarico si era rivelata essere quella col catalizzatore in fondo
101
al sistema di scarico, all’ingresso del silenziatore, come riportato nella
schematizzazione seguente:
Figura 68 - Schematizzazione del silenziatore con catalizzatore all'ingresso
La curva relativa a questa conformazione viene mostrata nel seguito in quanto
prima viene trattata la simulazione del motore configurato come da datasheet,
ossia coi condotti di aspirazione e scarico riprodotti dai file 3D. Tale disposizione,
nonostante consenta di ottenere la minor contro pressione possibile deve essere
tuttavia verificata dal punto di vista delle emissioni in atmosfera, in quanto
allontanando il catalizzatore dall’uscita dei condotti di scarico se ne rallenta il
processo di riscaldamento che condiziona in modo significativo l’efficacia di
conversione degli inquinanti.
Alterazione pressione e temperatura ambiente
Come ultima analisi sul motore standard, si è valutata l’alterazione delle
condizioni ambiente; nello specifico si è settata una pressione pari a 1.013 bar ed
una temperatura di 300K.
Dai dati ottenuti, e non riportati, si è potuta osservare come una riduzione della
temperatura ed un aumento della pressione ambiente incrementino le prestazioni
del propulsore; infatti, sotto l’ipotesi fatta di considerare l’aria un fluido ideale,
secondo la legge dei gas perfetti (𝑝
𝜌= 𝑅∗𝑇), queste modifiche fanno aumentare la
densità dell’aria e di conseguenza il riempimento.
Con queste condizioni ambientali le prestazioni del propulsore aumentano; nello
specifico esso arriva ad erogare una potenza massima di circa 10.5 kW (14 CV) a
9500 rpm ed una coppia massima di 12.0 Nm a 12000 giri/min.
Si ricorda che anche in questo caso le curve sono state ricavate, erroneamente, a
pari anticipi di accensione come già detto in precedenza.
102
5.5 Andamento dei risultati per il motore
configurato come i datasheet 3D
Come affermato sopra, il motore standard configurato finora non è quello
completo dei sistemi di aspirazione e scarico previsti per la messa in produzione
del propulsore; si è analizzata una soluzione semplificata servita per la prima
accensione al banco del motore.
La configurazione completa fedele alle quote fornite è riportata sotto:
Figura 69 - Schematizzazione del motore secondo le specifiche 3D definitive
In base alle considerazioni fatte in precedenza, ci si aspetta che la modifica dei
sistemi di aspirazione e di scarico alteri le curve caratteristiche del motore, come
infatti si riscontra dalle simulazioni (effettuate a 330K e 0.974 bar):
Figura 70 - Curve di coppia con condotti in configurazione definitiva
La presenza di volumi e condotti aggiuntivi in aspirazione, e di un sistema di
scarico più lungo e articolato, compreso di silenziatore, hanno notevolmente
103
modificato le curve di coppia e riempimento. L’intonazione è stata spostata verso
gli alti regimi anche se i valori di picco non sono cambiati in modo sensibile.
Figura 71 - Curve di potenza con condotti in configurazione definitiva
Le curve di potenza presentano un andamento simile al caso del motore per il
banco prova, ma hanno il picco massimo a circa 9000 rpm, non più verso i 9500-
10000 giri/min come prima.
Purtroppo per le ragioni esposte in precedenza non è stato possibile validare questi
risultati al banco prova; si presuppone che comunque si avvicinino abbastanza alle
performance reali che avrà il motore così configurato sulla ciclistica della moto.
Anche per questa configurazione sono state eseguite tutte le analisi svolte per il
motore configurato al banco; la valutazione delle modifiche dei vari parametri
motoristici ha portato alle medesime conclusioni raggiunte in precedenza. Per non
riproporre ancora una volta tutti i grafici e le analisi viste prima nello specifico di
ogni singolo parametro, vengono riportate solo le curve di coppia e potenza (alle
condizioni ambiente di 300K di temperatura e 1.013 bar di pressione). Vengono
anche riportati i dati relativi alla prova col catalizzatore trivalente installato
all’ingresso del silenziatore di scarico, come precedentemente descritto:
104
Figura 72 - Curve di riempimento con modifica delle fasature e catalizzatore installato
Come ci si aspettava, la presenza del catalizzatore fa calare le prestazioni del
motore ai medi ed alti regimi; ai bassi regimi non influisce in modo significativo
sulle performance.
105
Conclusioni
Nel presente elaborato si è modellato un motore monocilindrico a ciclo Otto a
quattro tempi per utilizzo stradale; in prima istanza è stato valutato il propulsore
nella configurazione allestita per il test al banco prova, con condotti di aspirazione
e scarico “di comodo”, e poi si sono simulate alcune modifiche di setup per
ottimizzarne le performance. In un secondo tempo si sono valutate le prestazioni
del motore configurato con i sistemi di aspirazione e scarico progettati dalla Casa,
ed anche in questo caso sono state proposte alcune riflessioni sull’ottimizzazione
dei risultati. Lo scopo delle numerose simulazioni effettuate è stato anche quello di
illustrare come varino le curve caratteristiche del motore al variare di alcuni sui
parametri tecnici: la geometria dei condotti di aspirazione e di scarico che
influenzano direttamente il riempimento, la fasatura delle valvole per ottenere dei
buoni lavaggi dello spazio morto e non perdere troppo lavoro di espansione, la
presenza di plenum in aspirazione, l’influenza delle condizioni ambiente e
l’impatto del catalizzatore. Tutti questi termini hanno un impatto sulle principali
grandezze caratteristiche del motore: riempimento, coppia, potenza, pressione
media effettiva, friction, consumo di combustibile, rendimento globale, ecc. come
mostrato.
La configurazione ritenuta migliore con fasature delle valvole aventi 𝐴𝐴𝐴 =
320° e 𝐴𝐴𝑆 = 120° di manovella consente di ottenere un riempimento migliore
nei medi regimi, la lunghezza complessiva dei condotti di aspirazione e scarico
consente di intonare il motore nel range medio di giri per cui il motore è stato
progettato. Nel caso si volessero incrementare notevolmente le prestazioni, si
possono intonare i condotti in modo differente, conformandoli opportunamente,
per far erogare al motore più potenza a regimi elevati.
Queste modifiche non sono state testate sul motore in esame in quanto la ciclistica
della moto e la componentistica già definita non hanno consentito stravolgimenti
di forma.
Nonostante le ultime modifiche non siano state validate al banco prova, si può
affermare che la modellazione numerica con codici di calcolo dedicati è ormai una
tecnica affidabile e precisa con cui valutare e/o progettare un motore in tempi più
rapidi che in passato, e con un minor dispendio economico.
106
107
Bibliografia
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