Università degli Studi di Padova

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1 Università degli Studi di Padova Dipartimento di Tecnica e Gestione dei Sistemi Industriali Corso di Laurea Triennale in Meccanica e Meccatronica curriculum Meccanico I motori Diesel a due e quattro tempi nella propulsione navale Relatore: Ch.mo. Alarico Macor Laureando: Alessandro Mascarello Anno Accademico: 2013/ 2014

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3 3 Ad Alice

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5 INDICE Introduzione... 9 Capitolo 1 - Tipologia degli impianti di propulsione navale 1.Generalità Rendimenti e consumi specifici Rendimento globale Rendimento di combustione Rendimento limite Rendimento interno Rendimento termico reale Rendimento meccanico Consumo specifico di combustibile Parametri fondamentali che caratterizzano una nave La Propulsione e i propulsori La propulsione Eliche a passo fisso Eliche a passo variabile Marcia indietro La cavitazione nell elica navale Eliche controrotanti Idrogetto Il collegamento elica impianto motore Linea d assi Il collegamento elica impianto motore. La linea d assi Asse portaelica Astuccio Alberi intermedi Reggispinta Tronchi cavi Accoppiatoi

6 Capitolo 2 - Ciclo reale e funzionamento di un motore diesel a quattro tempi 1.Generalità Il ciclo Diesel teorico Ciclo reale e funzionamento di un motore Diesel a quattro tempi Fase di aspirazione Valutazione della pressione nel cilindro Quantità di gas residui nel cilindro Il riscaldamento della carica Il coefficiente di riempimento Tempi di apertura e di chiusura delle valvole Velocità di rotazione del motore Dimensioni della valvola di aspirazione Pressione di aspirazione Fase di compressione Fattori che influiscono sulla compressione Combustione ed espansione Combustione Differenza di combustione tra i motori otto e diesel La combustione nel motore diesel Il numero di cetano Fase di scarico Potenza e consumo specifico di un motore a combustione interna Curve caratteristiche e piani quotati Fattori che influenzano la potenza Cilindrata totale Velocità di rotazione n Numero di cilindri z Rapporto corsa/alesaggio C/D Pressione media effettiva Capitolo 3 - Ciclo reale e funzionamento di un motore diesel a due tempi 1.Ciclo reale e funzionamento di un motore diesel a due e quattro tempi Generalità Lavaggio longitudinale o unidirezionale Lavaggio a correnti ripiegate

7 3.1.Lavaggio a correnti ripiegate con feritoie affiancate Lavaggio a correnti ripiegate con feritoie sovrapposte Analisi teorica semplificata del lavaggio Capitolo 4 - Il motore diesel nella propulsione navale 1.Evoluzione del motore a due tempi non sovralimentato Evoluzione del motore a due tempi sovralimentato Turbosoffiante Diffusione del motore a due tempi e ulteriore sviluppo fino al Evoluzione del motore a due tempi dal 1985 ai nostri giorni Il problema della flessibilità dei motori navali. L'avvento dell'elettronica Costituzione di un motore a due tempi L'incastellatura dei motori a due tempi La costituzione dei cilindri e della testata La valvola di scarico L'albero a camme Lo stantuffo Sviluppo del motore diesel a quattro tempi e sua costituzione Il basamento dei motori a quattro tempi La costituzione dei cilindri e della testata L'albero a manovelle Pistone del motore a quattro tempi Capitolo 5 - La sovralimentazione 1.Generalità La sovralimentazione meccanica Sovralimentazione a pressione costante Sovralimentazione ad impulsi Sovralimentazione pressione costante Confronto tra le modalità di sovralimentazione Evoluzione dei sistemi di sovralimentazione nei motori diesel a due tempi Cicli dei motori savralimentati a quattro tempi e a due tempi La pressione media di ciclo II problema dei bassi carichi nei motori diesel ad alto grado di sovralimentazione Motore a quattro tempi (4T)

8 8.2.Motore a due tempi (2T) Capitolo 6 - Iniezione del combustibile 1.Generalità Iniezione pneumatica Iniezione meccanica Descrizione del funzionamento di un sistema di alimentazione e di iniezione meccanica Pompa di Iniezione - Iniettore Iniettori Dall' iniezione meccanica al Common rail Common rail La polverizzazione del combustibile Capitolo 7 - Distribuzione - avviamento - inversione di marcia - il carico di punta - cenni sul raffreddamento 1.La distribuzione L' albero a camme Le camme Le valvole a fungo Avviamento L' Inversione di marcia Il problema del carico di punta Cenni sul raffreddamento Circuito di raffreddamento Conclusioni 1.Sviluppo tecnico futuro dei motori due tempi e quattro tempi messi a confronto Conclusioni personali Bibliografia Ringraziamenti 8

9 INTRODUZIONE Questa tesi è stata pensata come un approfondimento del corso di Macchine di Ingegneria Meccanica relativa ai Motori a combustione Interna, in quanto si vanno a studiare esclusivamente i motori di piccola e media cilindrata per autotrazione. La teoria di base per i motori ad accensione per compressione è la medesima trattata al corso di Macchine, ma con un approccio più approfondito inerente alle diverse problematiche che si incontrano quando si ha a che fare con motori lenti (statici) di grandissima cilindrata come quelli impiegati nella Propulsione Navale. Il motore diesel nelle sue varie versioni ed allestimenti, si è affermato come motore principale per la propulsione navale sostituendo la turbina a vapore che era impiegata fino agli anni 70 nelle navi di elevate dimensioni. Le prime crisi energetiche, unitamente alla crescita tecnologica del diesel (che ne ha elevato la competitività rispetto alla turbina a vapore, permettendone l alimentazione con combustibili con scarse qualità), hanno reso possibile l adozione di questo tipo di motore nella maggior parte della flotta navigante. Negli ultimi anni si è assistito ad un incremento degli apparati motore con turbina a gas nell impiego per mezzi veloci dalle caratteristiche particolarmente idonee a questo tipo di impiego; essi sembrano costituire il futuro del trasporto di persone ed automezzi a corto e medio raggio. Il diesel rimane tuttavia la prima scelta che viene fatta dagli armatori quando la nave che si sta progettando necessita di un'alta flessibilità in fase di manovra di utilizzo. le applicazioni del motore diesel riguardano anche la produzione dell energia elettrica necessaria per i servizi di bordo. Nei prossimi capitoli cercheremo di comprendere come funzioni la propulsione (come avviene la spinta della nave), tratteremo la linea d assi (il collegamento tra motore e nave) e i propulsori diesel 4 e 2 tempi andandone a motivare la scelta e l'evoluzione tecnologica che in quel particolare frangente storico hanno portato allo sviluppo attuale dell'impianto di propulsione navale. Nel presente elaborato i propulsori con ciclo Rankine a reattore nucleare non vengono trattati; essi vengono utilizzati ristrettamente per le navi militari, con qualche eccezione. 9

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11 CAPITOLO 1 TIPOLOGIA DEGLI IMPIANTI DI PROPULSIONE NAVALE 1.Generalità Gli impianti per motori navali destinati alla propulsione navale rendono disponibile all asse energia meccanica utilizzando energia chimica del combustibile. I motori navali comprendono gli impianti a vapore (Rankine), le turbine a gas e i motori alternativi a combustione interna; ciascun tipo di impianto citato ha trovato e trova oggi applicazione nella propulsione navale. Non è stata fatta alcuna menzione agli impianti Rankine con generatore di vapore nucleare e agli impianti ausiliari di tipo elettrico. Nei capitoli successivi tratteremo esclusivamente gli impianti motori ad accensione per compressione a due e a quattro tempi. 2.Rendimenti e consumi specifici 2.1.Rendimento globale Iniziamo con il parlare del rendimento globale di un impianto motore termico che è definito come il rapporto: dove rappresenta la potenza meccanica utile all asse espressa in kw, la portata di combustibile kg/s, il potere calorifico inferiore in kj/kg. Sappiamo che tale rendimento può essere considerato come prodotto di quattro rendimenti parziali relativi ai vari aspetti che determinano il funzionamento dell impianto. Per approfondire un po meglio il problema facciamo una premessa, che in qualsiasi impianto motore termico vi è una fase di cessione del calore e una di assorbimento al fluido (gas o vapore) che opera poi in maniera attiva nell impianto. Tale fase nella grande maggioranza dei casi pratici é caratterizzata da una combustione che può essere interna o esterna al fluido operante ma che naturalmente non può mai essere completa, ed 11

12 è affetta anche da altre perdite di solito di entità piuttosto modeste, relative a dispersioni di calore verso l esterno. 2.2.Rendimento di combustione Possiamo dire perciò che non tutta la potenza termica teoricamente disponibile viene effettivamente ricevuta dal fluido operante, ma solo una parte per cui è possibile definire un rendimento di combustione o più genericamente di sviluppo del calore e sua adduzione al fluido operante dato da: È noto poi che il fluido opera secondo un particolare ciclo termodinamico, diverso a seconda della categoria di impianto (di Rankine o di Hirn per quelli a vapore, di Joule per le turbine a gas, Otto o diesel per i motori alternativi a combustione interna). Andremmo a fare alcune precisazioni ipotizziamo inizialmente si può immaginare un comportamento ideale del fluido e della macchina, o meglio del complesso di macchine, motrici ed operatrici, e di altre apparecchiature che costituiscono come è noto un impianto motore. Ciò significa ritenere che il gas evolvente si comporti da gas perfetto a calori specifici costanti con la temperatura e perfetto sia anche il comportamento di tutto l impianto, il che vuol dire, ad esempio, che le pareti delle macchine dovrebbero essere perfettamente adiabatiche durante le fasi di compressione e di espansione e perfettamente permeabili al calore (diabatiche), invece, durante le fasi di scambio termico tra il fluido e l ambiente o viceversa. Non è difficile rendersi conto quindi che un impianto del genere e troppo lontano da quello che può essere davvero realizzabile in pratica. Perciò, per avvicinarsi maggiormente alle reali condizioni di funzionamento conviene fare un ulteriore passo osservando che fra le imperfezioni del fluido e dell impianto esistono differenze assai notevoli. Infatti, mentre il comportamento ideale del fluido è un' ipotesi mai realizzabile, in conseguenza delle sue naturali caratteristiche fisico-chimiche sulle quali non è possibile ovviamente influire in alcun modo (si pensi alla variabilità dei calori specifici con la temperatura ed alla variabilità della specie molecolare del fluido motore per effetto della combustione nei motori a c.i.), il comportamento ideale di un impianto motore può essere ammesso, almeno in via ipotetica, se si suppone che in esso, si vengano tolte tutte le perdite. 12

13 2.3.Rendimento limite Queste considerazioni suggeriscono dunque di far riferimento ad un ciclo, denominato ciclo limite, relativo ad una macchina perfetta in cui il fluido evolve in modo reale. Indicando con limite dato da: la potenza utilmente ricavabile da tale ciclo, si può quindi definire un rendimento ove e la già definita potenza termica effettivamente ricevuta dal fluido operante. 2.4.Rendimento interno Un ulteriore passo per avvicinarsi all effettivo funzionamento dell impianto motore si può fare considerando poi il fluido reale agente in un impianto più al limite della perfezione, ma anch esso reale ed affetto quindi da una serie di perdite inevitabili nel pratico funzionamento. In conseguenza di tali perdite la potenza, realmente trasferibile dal fluido agli organi mobili della macchina sarà certamente minore di quella, relativa all ipotesi precedente di ciclo limite e quindi di impianto perfetto. Se si suppone che la potenza termica ricevuta dal fluido effettivamente sia ancora, il rapporto: definisce un cosiddetto rendimento interna (o a volte anche specifico) che comprende tutte le perdite relative al funzionamento reale e rappresenta un indice del grado di perfezione o di bontà dell impianto motore. 2.5.Rendimento termico reale Il prodotto: 13

14 fornisce il rendimento termico reale, dato cioè dal rapporto tra la potenza realmente trasferita agli organi mobili della macchina e la potenza termica ricevuta dal fluido agente. Infine, a causa degli inevitabili attriti che si generano fra tutti gli organi dotati di moto relativo e degli inevitabili ausiliari (pompe, ventole, ecc.) necessari al funzionamento e direttamente azionati dall albero motore, non tutta la potenza, si ritrova in potenza meccanica sull albero stesso. 2.6.Rendimento meccanico Definiamo anche un rendimento meccanico dato da: Il rendimento globale di un qualsiasi impianto motore termico può essere espresso come il rendimento di quattro rendimenti parziali di combustione, limite, interno e meccanico: sapendo che il rendimento termico reale vale: ottengo: In definitiva, affermare che un impianto motore primo termico funziona con un rendimento globale pari, ad esempio a 0.40, che significa che il 40% della potenza termica viene trasformata in potenza meccanica direttamente utilizzabile all asse mentre il rimanente 60% viene reimmesso nell ambiente esterno essenzialmente sotto forma di potenza termica a temperatura non elevata e comunque dipendente dal tipo di impianto che si sta utilizzando. Il rendimento globale è un parametro che va a confrontare due o più impianti motori termici; tuttavia questo parametro non è utilizzato ne dagli Armatori, che sono gli utilizzatori degli impianti motori, né dai Costruttori che realizzano e propongono gli impianti agli Armatori. 14

15 2.7.Consumo specifico di combustibile Il parametro universalmente utilizzato è il consumo specifico di combustibile espresso in g/kwh, che al pari del rendimento globale, è un indicatore della bontà della combustione e dell efficienza della trasformazione che consente di ottenere lavoro meccanica all asse partendo da energia chimica del combustione. Dire che un certo impianto motore termico funziona con un consumo specifico di combustibile pari a 200g/kWh significa che l impianto per erogare un 1 kw per un ora, ovvero 1 kj/s per 3600 secondi, quindi 3600kJ, richiede 200g di combustibile ovvero un energia termica pari a kj. Se vale, ad esempio, kj/kg quell impianto sarà caratterizzato da un valore del rendimento globale pari a: Quindi risulta comprensibile che il confronto tra due o più impianti motori sarà fatto sulla base del consumo specifico di combustibile solo se questi utilizzano il medesimo combustibile quindi con il medesimo valore di. Se si vuole prescindere dal tipo di combustibile impiegato, si può fare riferimento al consumo specifico di calore espresso kj/kwh che fornisce il numero di kj termici che bisogna somministrare all impianto in oggetto per ottenere 3600kJ meccanici. Dire che un impianto funziona con consumo specifico di calore = 7200 kj/kwh vuol dire che a questo impianto bisogna fornire 7200 kj termici per averne 3600 meccanici per cui il rendimento sarà pari a: 3.Parametri fondamentali che caratterizzano una nave In questo paragrafo andremmo a trattare le principali grandezze che servono a caratterizzare una nave e che più frequentemente verranno richiamate nei capitoli successivi. 15

16 Per quanto riguardo la lunghezza si parla di lunghezza fuori tutto fornita dalla distanza tra la perpendicolare alla superficie dell acqua passante per il punto estremo di prua e quella passante per il punto estremo di poppa. Tale lunghezza definisce l ingombro massimo della nave. Ora definiamo la lunghezza utilizzata per valutare la resistenza all avanzamento della carena nell acqua la lunghezza alla linea di galleggiamento (Lenght on water line) oppure la lunghezza tra le perpendicolari (Length between perpendicular) data dalla distanza tra la perpendicolare passante per l asse del timone e quella passante per il punto più esterno della prua bagnato dall acqua. Definiamo (Breadth on water line) ed una profondità di immersione D (Draught) fornita dalla distanza verticale tra la verticale tra la superficie dell acqua ed il punto della carena caratterizzato dal massimo valore di immersione nell acqua. Con si indica infine l area della sezione immersa valutata a metà nave. Altre grandezze caratteristiche: deadweight (dwt) [t]: Esprime tutti i carichi di una nave di natura variabile. E costituito dal peso delle merci trasportate, ma anche dal peso del combustibile dell acqua, provviste.ecc. Espresso in tonnellate. lightweight (lwt) [t]: Comprende i pesi di tutte le strutture fisse quali lo scafo, l impianto motore di propulsione, i motori ausiliari e le infrastrutture. Displacement o dislocamento [t]: E dato dalla somma del dwt e del lwt e rappresenta il peso complessivo della nave. Esso può essere espresso in di acqua di mare che la nave sposta quando è immersa nell acqua (densità del acqua di mare 1025 ). 16

17 4. La Propulsione e i propulsori 4.1.La propulsione La propulsione è l insieme delle forze di azione e reazione che vanno a prodursi quando pala e fluido entrano in contatto. Il principio su cui si basa la propulsione è indipendente dalla particolare applicazione, sia essa navale o aeronautica del sistema propulsivo impiegato sia a ad elica o a getto, nonché dalla natura del fluido utilizzato(aria, gas combusti o acqua). Dalla dinamica ricaviamo il Teorema della Quantità di moto il quale ci dice: " Se applichiamo per un certo tempo ad un elemento di massa una forza F, si produce un aumento della velocità da un valore iniziale ad uno finale ", secondo la seguente relazione: da cui andando a dividere ambo i membri per, otteniamo : e viene definita come la portata di massa. All azione della forza F sul fluido, che viene ad esercitarsi da propulsore ad elica sul fluido, corrisponde una reazione S del fluido sull elica stessa e che quindi a sua volta si trasmette allo scafo determinandone l avanzamento. Nei sistemi propulsivi a getto l azione sul fluido è esercitata attraverso l espansione in un ugello, o boccaglio, opportunamente sagomato; questi sistemi sono diffusi nelle applicazioni aeronautiche, mentre in campo navale (idrogetto) il loro impiego è limitato di solito ad imbarcazioni di tonnellaggio molto contenuto. Ora definiamo la resistenza globale R incontrata dallo scafo essa va ad uguagliarne la spinta S, sicché la potenza necessaria per la propulsione di una nave che si muove con una velocità uniforme, è data: 17

18 Per determinare quanto valga la resistenza globale all avanzamento, per altro molto complicato, può essere riassunto come la somma dei seguenti contributi: - Resistenza di attrito : è la risultante orizzontale delle forze tangenziali che nascono nel moto relativo dello scafo rispetto all acqua. - Resistenza di vortici : per capire questa resistenza, possiamo dire che il moto altera la distribuzione delle velocità lungo il contorno dello scafo con un aumento della velocità sui fianchi e il successivo rallentamento per attrito negli strati più vicini e a contatto dello scafo stesso. Queste due resistenze dipendono dalla superficie e dallo stato della carena e variano rispetto alla velocità con legge quadratica. Si noti che la resistenza all attrito è prevalente rispetto alla resistenza di vortici. - L energia spesa per la formazione del moto ondoso è fornita all acqua dallo scafo, per cui nasce di conseguenza la Resistenza d onda. Si nota che al di là di certi valori la resistenza d onda super nettamente quella di attrito e di vortici, provocando un aumento della resistenza totale ( oppure al rimorchio). Figura 1.1. Fig.1.1: Andamento con la velocità delle resistenze all avanzamento. Il calcolo della potenza utile o di spinta, generata dall elica è dato da: La potenza cinetica che il propulsore fornisce al fluido è maggiore, e corrisponde all incremento di velocità iniziale a quella finale e cioè: 18

19 La potenza persa risulta: Da quest ultima viene dedotto che la potenza che viene persa è tanto minore quanto più piccola è l incremento di velocità che il fluido subisce nel passaggio attraverso il propulsore; quindi se ne deduce l' importanza di garantire grandi portate massiche e piccoli incrementi di velocità. Quanto detto finora può essere riassunto nel rendimento propulsivo : Andando a risolvere la differenza di quadrati ottengo: Da questa espressione si può intuire come per (e cioè quando sono nulle la velocità di avanzamento e ovviamente la potenza di spinta) mentre assume valore unitario per, la spinta e la potenza sarebbero nulle, sicchè tale uguaglianza rappresenterebbe una condizione limite.figura

20 Quanto detto finora vale è valido per qualsiasi tipo di propulsore e di fluido, come si è già avuto occasione di precisare. Ne caso particolare dell elica nel campo navale, bisogna tener conto che essa è in definitiva anche una macchina operatrice soggetta ad una serie di perdite dovute ai moti vorticosi e alla viscosità del fluido ed influenzate dal profilo e dall orientamento delle pale, per cui per trasferire al liquido la potenza cinetica occorre spendere, all asse (al mozzo dell elica) una potenza meccanica:. Quindi andremmo ad inserire il rendimento dell elica vista come macchina operatrice: In conclusione il rendimento globale dell elica risulta: L influenza di due diverse categorie di perdite, quelle di carattere propulsivo e quelle proprie della macchina operatrice spiega a sufficienza il valore non molto elevato, intorno a , assunto dal rendimento globale, valore comunque dipendente dal numero di giri dell elica stessa. Si deve ancora precisare che il rendimento così definito considera un rendimento reale dal punto di vista delle perdite dovute alla viscosità del fluido ideale come propulsore in quanto presuppone esso ruoti, avanzando con la stessa velocità della nave ma restando, al tempo stesso, isolato dallo scafo. Precisiamo innanzi tutto che le resistenze di attrito e di vortici conferiscono all acqua specialmente perso poppa, un moto di trascinamento diretto nello stesso verso di avanzamento dello scafo, e che forma una scia della nave; inoltre il richiamo d acqua verso poppa provocato dall elica causa anche una diminuzione della pressione, il che equivale come noto ad un ulteriore aumento della resistenza rispetto ai valori già visti per la perdita dovuta allo scafo. Differente sarà anche in queste condizioni la potenza reale di spinta fornita, che equivale, che i fenomeni di interazione carena-elica vengono ad influenzare il rendimento dello stesso propulsore, per il quale vengono introdotti valori opportunamente corretti. Questa correzione viene data dall esperienza degli armatori,con il giusto valore di, è possibile determinare la potenza che occorre fornire al mozzo dell elica: la potenza effettiva che deve sviluppare l impianto 20

21 motore risulta essere ancora maggiore poiché bisogna tener conto anche delle perdite di natura meccanica che si verificano nel collegamento con il motore-propulsore(linea d assi). La potenza all elica è data: Il prodotto oscilla generalmente tra E' noto che una valutazione di massima dell apparato motore può essere fatta con la "formula dell Ammiragliato": [CV] D rappresenta il dislocamento della nave in tonnellate [t], v la velocità in nodi [miglia nautiche/ora] e K è un coefficiente dipendente dalle particolari caratteristiche della nave K = Eliche a passo fisso I propulsori ad elica, ormai universalmente adottato su tutte le navi di un certo tonnellaggio, è costituito da due o più pale(solitamente da 3 a 6), di sagoma opportuna fissate rigidamente ad uguali distanze su di un mozzo a sua volta solidale con l albero rotante. Le pale sono generalmente costituite da leghe di bronzo. La scelta della forma da assegnare alla pala nel suo sviluppo radiale e del profilo della sezione della pala stessa(con un cilindro coassiale), rappresenta di notevole complessità. La progettazione viene quindi eseguita con opportuni criteri fluido dinamici e con accurate sperimentazioni nelle vasche navali dove, utilizzando modelli e metodi di similitudine dinamica vengono studiati anche gli accennati fenomeni di interazione tra elica e carena. La forma ed i profili delle pale di un elica possono essere molto variabili da caso a caso; nella figura.1.3 seguente ne mostra alcuni esempi. 21

22 Fig.1.3.: Disegni di eliche marine. Molto efficace ed immediato è invece l esame di alcuni diagrammi come quelli, ad esempio, riportati nelle figure 1.4 e 1.5. Nella figura 1.4 si nota l aumento della spinta al crescere del numero di giri del propulsore che comporta un proporzionale aumento della velocità di flusso e della portata. Fig.1.4: Andamento della spinta S e delle resistenze all avanzamento ed in funzione del numero di giri. Si presenta poi il confronto tra i due valori della resistenza e definiti sopra. Infatti la resistenza totale e al rimorchio con appedici è invariabile poiché i diagrammi del tipo di figura 1.4 sono tracciati a velocità di avanzamento della nave costante. Cresce invece, con il numero di giri la resistenza reale, poiché diventano sempre più marcati gli effetti di interazione elica-carena di cui si è già parlato e che danno luogo appunto all aumento della resistenza da a. Sempre in funzione del numero di giri la variazione del rendimento globale dell elica. Il valore massimo assunto dal rendimento è pari alla condizione di progetto e quindi di funzionamento ottimali della pala. Variando i giri cambiano la velocità periferica delle pale, l entità e la direzione 22

23 della velocità relativa del fluido rispetto alle pale stesse per cui il comportamento fluodinamico peggiora con l aumento delle perdite (per moti vorticosi, urti,ecc.) e conseguente diminuzione di. Figura 1.5. Fig.1.5: Andamento del rendimento globale dell elica in funzione del numero di giri. 4.3.Eliche a passo variabile Si ricorre oggi spesso ad eliche le cui pale hanno la possibilità di ruotare sul mozzo grazie ad un opportuno meccanismo di tipo oleodinamico (figura.1.6) alloggiato generalmente nello stesso mozzo dell elica quando le dimensioni di quest ultimo sono tali consentire l installazione. E questo il caso delle eliche di maggior diametro che assorbono potenze rilevanti, azionate direttamente da motori diesel a due tempi senza l interposizione di giunti o riduttori. Figura.1.7. Fig.1.6 Meccanismo oleodinamico per la rotazione delle pale alloggiato nel mozzo dell elica. 1. Servopistone oleodinamico mobile; 2, Anodo di zinco; 3. Pala orientabile; 4. Flangia di attacco della pala; 5. Tubazione olio in pressione; 6. albero portaelica cava; 7. Mozzo dell elica; 8. Comando orientazione pale; 9. Calotta di chiusura. 23

24 Quando il mozzo dell elica è di dimensioni più contenute, il che si verifica generalmente quando il motore di propulsione è un quattro tempi, il pistone oleodinamico, anch esso di dimensioni più contenute, richiederebbe, per essere azionato, pressioni dell olio molto elevate. Per evitare ciò, si preferisce alloggiare il servopistone nella scatola del riduttore, sempre presente quando il motore di propulsione è un quattro tempi, e realizzare la rotazione delle pale sul mozzo dell elica mediante un asta rigida scorrevole che, azionata dal servo motore, raggiunge il mozzo attraverso l albero portaelica, cavo anche in questo caso. Fig.1.7: Elica a passo variabile nel cui mozzo non è alloggiato il meccanismo di orientazione delle pale. 1. Asta rigida scorrevole all interno dell albero porta elica. La variazione dell orientamento delle pale modifica pure il passo dell elica, per cui parla di eliche a pale orientabili e a passo variabile o invertibile che costituiscono un alternativa alle eliche a pale fisse e a passo fisso. Ad ogni posizione della pala e cioè ad ogni angolo di calettamento, si ha un grafico del tipo mostrato in figura. e riunendo tutti i punti di massimo si può conservare il miglior funzionamento dell elica in un esteso campo di variazione di giri. 24

25 Fig.1.8 Andamento del rendimento globale di un elica a pale orientabili in funzione del numero di giri n per differenti valori del passo p. Se la pala (figura.1.9) viene fatta ruotare passando dalla posizione a) alla posizione c), disponendosi simmetricamente rispetto ad un piano normale all asse, pur con lo stesso senso di rotazione la pala risulta predisposta per accelerare il fluido nel verso opposto e quindi invertire anche il verso della spinta. Si deduce che tale operazione durante la quale la pala ruota di un angolo pari a due volte quello di calettamento, comporta anche un inversione del passo. Fig Schema di funzionamento di un elica a pale orientabili. a) Marcia avanti; b) Spinta nulla; c) Marcia indietro. L elica con pale orientabili consente dunque di adattare sempre il passo alle più svariate condizioni di esercizio della nave, quali ad esempio velocità e profondità di immersione in modo 25

26 da evitare al motore qualsiasi regime di sovraccarico, consentendo inoltre allo stesso di poter sviluppare, in ogni circostanza la potenza massima continuativa alla velocità di rotazione nominale. Si osservi inoltre che tra le posizioni che può assumere il passo del propulsore esiste quella in corrispondenza della quale l elica non offre resistenza al moto il che torna particolarmente utile quando la nave debba essere rimorchiata o quando, per una nave a più eliche, accada che un motore, per qualche motivo, si fermi. l elica a passo variabile presenta un ulteriore vantaggio, rispetto a quella a passo fisso, che in caso di avaria ad una pala si può procedere alla sostituzione di quest ultima senza dover intervenire sull intero propulsore senza dover portare la nave in bacino; per contro, i meccanismi alloggiati nel mozzo per l orientazione delle pale, sono accessibili solo in bacino ed a secco. Ancora, a causa delle dimensioni del mozzo necessariamente rilevanti, l elica a passo variabile ha un rendimento un po più basso, circa il 2%, rispetto a quella a passo fisso ed è anche più costosa di quest ultima. Con l elica a passo variabile, ad esempio, aumenta la manovrabilità della nave alle basse velocità. Se infatti il motore di propulsione, come frequentemente si verifica, e un diesel, accade che la minima velocità di rotazione di quest ultimo oscilla tra il 20% ed il 30% di quella massima per cui alla minima velocità dell elica, se a passo fisso potrebbe corrispondere una velocità della nave troppo elevata per l andatura desiderala. In tal caso, l unico sistema per poter procedere è quello di fermare e di riavviare più volte il motore con tutti gli inconvenienti che ne derivano e che vengono invece evitati dalla presenza di un elica a pale orientabili. L avviamento di un motore diesel a due o a quattro tempi si effettua inviando aria compressa a circa 30 bar in alcuni dei cilindri. Tale manovra, ripetuta frequentemente, oltre a comportare un abnorme consumo di aria compressa può produrre shock termico alle camicie dei cilindri ed alle testate degli stantuffi a causa delle notevoli differenze di temperatura tra questi organi, più caldi, e l aria compressa più fredda Marcia indietro L elica a pale orientabili censente poi di effettuare la marcia indietro a mezzo della semplice inversione del passo lasciando che il motore di propulsione continui a girare nello stesso verso di rotazione eliminando i complicati meccanismi che rendono reversibile il motore. Non e necessario pertanto fermare il motore, agire sui meccanismi di inversione, aspettare che la nave abbia ridotto sensibilmente la sua velocità, quindi riavviare il motore per effettuare la marcia indietro a tutto vantaggio della sicurezza della manovra e della riduzione dei tempi e degli spazi di arresto della nave che possono anche 26

27 dimezzarsi. Con l elica a pale orientabili, infine, la potenza disponibile per la marcia indietro è praticamente uguale a quella di marcia avanti in quanto il rendimento dell elica non viene penalizzato, come accade invece per l elica a passe fisse, quando essa inverte il verso di rotazione. Va considerato infine che con l elica a passo variabile, nel passaggio da marcia avanti a marcia indietro, le pale passano l una sull altra senza ovviamente toccarsi devono pertanto essere caratterizzate da superfici più contenute, quindi più caricate dalla pressione e, di conseguenza, più rumorose. In definitiva, si può concludere che le eliche a pale orientabili sono oggi diffuse in particolare su quelle navi quali traghetti e rimorchiatori, per le quali la fase di manovra acquista grande importanza nel quadro generale dell esercizio o su quelle navi, quali posacavi e rompighiaccio, per le quali sono previste frequenti inversioni di marcia. Un altra esigenza che può far preferire l elica a pale orientabili riguarda quelle navi il cui esercizio e caratterizzato da regimi di navigazione distinti ed assai differenti come si verifica, ad esempio, per le navi militari che prevedono una velocità di crociera ed una, sensibilmente più elevata, di tutta forza; per i motopescherecci, che richiedono una velocità modesta quando sono impegnati per la pesca ed una, certamente superiore, nel corso dei trasferimenti; L elica a pale orientabili, adeguando il proprio passa alla maggiore o minore velocità della nave, garantisce costantemente un buon valore dell efficienza della propulsione La cavitazione nell elica navale Si ritiene opportuno ricordare che, anche l elica navale può essere soggetta al fenomeno della cavitazione che ha luogo quando, soprattutto sul dorso delle pale, la pressione scende al disotto della tensione di vapore corrispondente alla temperatura dell acqua; si producono in tal caso bolle di vapore con diminuzione del rendimento e della spinta dell'elica, irregolarità di funzionamento quali vibrazioni, martellamento sulle superficie palare ed anche corrosioni ed erosioni che aumentane con il tempo e possono causare la rottura delle pale. Di tale fenomeno si deve tenere debite conto nella progettazione delle pale di un elica. Poiché la cavitazione ai evidentemente favorita dalla differenza di pressione che si crea tra il ventre ed il dorso del profilo, la tendenza attuale e quella di ridurre il aumentando in proporzione la superficie delle pale. Si costruiscono cioè eliche di maggiori dimensioni che ruotane ovviamente 27

28 ad un più ridetto numero di giri assicurando peraltro un funzionamento più regolare ed un miglior rendimento. Questo criterio è seguito da tempo negli impianti destinati alle navi di grande tonnellaggio. Sulle navi molto veloci (navi militari, aliscafi) si ricorre a volte ad una soluzione diversa costruendo eliche nelle quali, con un profilo delle pale opportunamente sagomato, specialmente nelle spigolo d ingresso, si mantiene il dorso della pala stessa interamente in cavitazione (eliche supercavitanti). L esperienza ha infatti dimostrato che quando la cavitazione, da fenomeno localizzato in alcune sacche o bolle, tende ad estendersi creando una vera e propria lamina su tutto il dorso della pala, diventa in pratica assai meno pericolosa per l integrità ed il buon funzionamento dell elica. E possibile quindi con tale criterio ottenere elevati valori del e della spinta mantenendo anche il rendimento entro valori accettabili. 4.4.Eliche controrotanti Questo sistema di propulsione consiste nel disporre due eliche disposte sullo stesso asse e azionate da due alberi coassiali disposti sullo stesso asse ruotanti a velocità diverse con versi di rotazione uno opposto all altro. Fig Schema semplificato di sistema di eliche controrotanti e tubo di flusso. Tale sistema consiste nel disporre due eliche sullo stesso asse azionate da due alberi coassiali ruotanti a velocità differenti con versi di rotazione opposti (figura1.10). L elica posteriore della coppia utilizza l energia cinetica presente nella scia dell elica che la precede, che altrimenti andrebbe perduta, e per evitare eventuali danneggiamenti in conseguenza dei vortici di estremità l elica anteriore e per mantenersi nel tubo di flusso da essa generato l elica posteriore deve avere un diametro più piccolo, pari a circa l 80% 90% di quella che le sta davanti e le caratteristiche appropriate per assorbire la potenza desiderata che è circa la metà di quella totale. Il guadagno nel rendimento propulsivo che tale disposizione comporta può raggiungere il 10% 15%. Un 28

29 ulteriore vantaggio di tale sistema é dato dalla riduzione del rumore e delle vibrazione, in quanto la spinta risulta ripartita tra le due eliche e quindi le pale delle due eliche risultano essere meno caricate. 4.5.Idrogetto Un sistema di propulsiohe mediante idrogetto è costituito essenzialmente da una pompa centrifuga o assiale 3 che, azionata solitamente(figura 1.11) da un motore diesel o da una turbina a gas, trasferisce energia all acqua sotto forma sia cinetica che di prcssioue. L acqua espande successivamente attraverso l ugello 5, dal quale fuoriesce a velocità più elevata rispetto a quella con la quale e stata introdotta nella presa dinamica 1, conferendo così la spinta all imbarcazione su cui l idrogetto è installato. Si esservi che l apertura nella carena destinata all immissione dell acqua deve essere di dimensioni piuttosto contenute per cui e necessario agire su piccole masse d acqua con forti incrementi di velocità il che comporta valori del rendimento propulsivo non elevati. Fig Schema semplificato di funzionamento di un idrogetto. 1. Presa dinamica; 2. Condotta di adduzione; 3. Pompa; 4. Condotta di mandata; 5. Ugello; 6. Motare azionamento pompa; 7. Scafo. La propulsione a getto si rivela particolarmente adatta quando sono richieste velocità elevate, superiori in genere a 35 nodi; in tal caso occorrono carene sottili quali, ad esempio, quelle dei catamarani caratterizzate però da modeste profondità di immersione che mal si adattano ai valori dei diametri delle eliche, non certo contenuti, per peter trasmettere le elevate potenze che le alte velocità richiedouo. Ecco dunque che si e assistito, in questi ullimi trent anni, ad una diffusione sempre più massiccia della propulsione a getto di pari passo alla richiesta di mezzi di 29

30 collegamento, in particolare traghetti passeggeri e auto, sempre piu grandi e piu veloci. Si é passati cosi dai circa kw per imbarcazione del 1980 agli attuali 70 MW con potenze unitarie fino a 25 MW; attualmente sono allo studio idrogetti da 50 MW. Una delle caratteristiche peculiari dell idrogetto é quella di conferire grande manovrabilità alle imbarcazioni sulle quali esso e installato grazie alla possibilità di essere orientabile. Disponendo poi un adatto deflettore del getto (figura.1.12.) e possibile realizzare rapidamente l inversione della spinta riducendo i tempi di arresto a tutto vantaggio della sicurezza. Poco sensibile a corpi estranei eventualmente presenti nell acqua, grazie all assenza di appendici quali timone, albero portaelica, elica e staffe in genere, consente la navigazione in fondali molto bassi ed in acque paludose. L idrogetto poi, rispetto alla propulsione ad elica, riduce il rumore e soprattutto le vibrazioni, e di peso contenuto e grazie all assenza di ingranaggi invertitori per la marcia indietro e di lunghe linee d assi ha costi di investirnento non molto elevati. Fig Inversione della spinta mediante idrogetto. a) Marcia avanti; b) Spinta nulla; c) Marcia indietro. 30

31 5. Il collegamento elica impianto motore Linea d assi 5.1.Il collegamento elica impianto motore. La linea d assi La linea d asse è il dispositivo che permette di trasmettere l energia meccanica prodotta dal motore all elica, che provvede alla realizzazione della spinta necessaria per far avanzare la nave. La posizione dell impianto motore varia in funzione del tipo di nave impiegato, al numero delle eliche ecc. Durante la trasmissione una parte di questa energia viene inevitabilmente dissipata per la presenza di attriti, di cui si tiene conto introducendo un coefficiente adimensionale che esprime il rendimento della linea d asse. Il termine è la potenza disponibile all elica, mentre è la potenza al freno, ovvero a valle del volano del motore. Tali potenze sono fornite dal prodotto della coppia per il numero di giri: dove è il momento torcente in corrispondenza dell elica e è il momento torcente al freno, cioè a valle del volano motore. Il numero di giri è in rad/s al secondo. La linea d asse è quindi soggetta ad uno sforzo di torsione ed ha il compito di trasmettere alla struttura dello scafo la spinta realizzata dall elica, quindi oltre alla torsione è presente anche una sollecitazione assiale, di compressione nella marcia avanti o di trazione nella marcia indietro. Inoltre l asse e composto da elementi dotati di peso proprio, per cui sarà presente anche una sollecitazione di flessione; dovranno essere presenti elementi in grado di sorreggere ed assorbire i carichi verticali che i carichi assiali. La linea d assi è soggetta a carichi variabili nel tempo in dipendenza della tipologia di forze e momenti applicati. Si nota che la linea d assi è formata da più tronconi (o assi) consecutivi e opportunamente accoppiati tra loro (figura 1.13) Il primo troncone verso poppa (la parte posteriore della nave) che è il tronco porta elica chiamato astuccio, va dall elica fino all uscita della paratia del pressatrecce; quest ultimo ha lo scopo di impedire l ingresso all interno dell acqua di mare ed è costituito da un manicotto di tenuta che comprime le guarnizioni. 31

32 Fig Principali elementi che costituiscono la linea d assi, 1. Motore di propulsione; 2. Collare di spinta; 3. Cuscino di spinta; 4. Paratia; 5. Pressatrecce paratia; 6. Cuscini portanti; 7. Albero portaelica; 8. Tenute astuccio anteriore e posteriore; 9. Elica; 10. Timone; 11. Cuscini potanti albero portaelica;12. Flange di accoppiamento; 13. Albero intermedio; 14. Albero di spinta; 15. Doppio fondo. La linea d asse è composta dai seguenti elementi: - asse portaelica; - astuccio (sostiene l asse portaelica e consente l attraversamento dello scafo); - assi intermedi; - cuscinetti reggispinta; - cuscinetti portanti; - accoppiatoi; - giunti elastici e cardanici; - smorzatori; - tenute. In seguito (figure 1.14a, 1.14b) verranno riportate alcune rappresentazioni della disposizione della linea d assi. 32

33 Fig. 1.14a (sopra). Configurazione della linea d assi in una nave per il trasporto pesante. Fig. 1.14b (sotto). Linea d asse per nave bielica costituita da numerosi tronchi e numerosi cuscinetti, di notevole lunghezza. L apparato motore è costituito da quattro motori, due per ciascun asse con riduttore Asse portaelica L astuccio ha il compito di sorreggere l albero portaelica e di impedire l ingresso dell acqua nello scafo. La necessità di realizzare il cuscinetto di dimensioni maggiori nasce dalla maggiore forza verticale dovuta alla presenza dell elica. L asse portaelica ha il compito di sorreggere l elica ed è parzialmente a contatto con l acqua di mare; inoltre su di esso vengono montate le tenute che assicurano che l acqua non entri nello scafo.figura

34 Normalmente una estremità ha forma tronco-conica per consentire il montaggio dell elica che avviene con collegamento forzato ad interferenza. All estremità poppiera dell asse si trova una zona filettata per il montaggio di un dado di arresto. Fig Tronco portaelica. 1. Elica; 2. Astuccio; 3.Paratia del pressatrecce; 5.Collare di sicurezza; 6. Accoppiamento a manicotto Astuccio Il diametro dell albero portaelica è normalmente maggiore di quello degli altri tronchi della linea d asse. È realizzato normalmente in due elementi portanti, uno poppiero, di dimensioni longitudinali maggiori ed uno prodiero meno esteso. Il cuscinetto dell astuccio va lubrificato per ridurre l attrito e la sua usura; la sua manutenzione richiede generalmente l immissione della nave in bacino. Fino alla seconda metà del secolo scorso la lubrificazione era realizzata ad acqua di mare; il cuscinetto era costituito da una anello recante delle doghe in legno santo, molto resistente, e l acqua di mare provvedeva alla lubrificazione ed al raffreddamento. Dagli anni settanta del secolo scorso si è affermata una lubrificazione ad olio, grazie anche all introduzione di nuovi tipi di tenute. I moderni astucci raffreddati ad acqua sono però costruiti utilizzando materiali a base di gomma, che garantiscono una maggiore durata del cuscinetto. Attualmente si tende invece a ritornare alla lubrificazione ad acqua di mare per rientrare nelle norme anti inquinamento che penalizzano le navi con astuccio lubrificato ad olio. Figure c, d, e. 34

35 Fig.1.16c. Astuccio Fig.1.16.d. 1.Camicia; 2. Asse portaelica; 3. Elementi di gomma con supporti metallici; 4. Guarnizioni; 5.Due fori 40x2 per l alimentazione acqua. 35

36 Fig.1.16.e. 1. Albero; 2. Camicia di bronzo; 3. Canali per passaggio acqua; 4 [ ]. Sebbene la condizione ideale sia quella in cui l asse è diretto secondo una direzione parallela all asse longitudinale della nave, in alcuni casi è necessario inclinare gli assi sia longitudinalmente che trasversalmente. In tali casi la spinta utile all avanzamento della nave si riduce in ragione del prodotto dei coseni degli angoli di inclinazione. 36

37 5.1.3.Alberi intermedi II numero e la lunghezza dei tronchi di linea d asse intermedi dipende dalla lunghezza complessiva della linea, dalla disponibilità sul mercato di assi di determinata lunghezza e soprattutto da problematiche legate alla necessità di sfilare i vari tronchi e l albero portaelica. Tutti i tronchi intermedi e Io stesso albero portaelica sono realizzati per fucinatura Reggispinta II reggispinta ha il compito di trasmettere la spinta generata dall elica e si trova nella parte terminale della linea d assi, immediatamente prima dell impianto motore, è disposto come si è detto il cuscino reggispinta, dal che la denominazione a questa parte dell albero di tronco reggispinta. In passato l unico reggispinta impiegato era del tipo ad anelli, i quali ricavati di pezzo sull albero (figura.1.17), trasmettono la coppia con le loro superfici attive rotanti, alle corrispondenti superfici ricavate sulla struttura fissa del cuscino alla struttura dello scafo, ma già da tempo si e affermato un particolare tipo di cuscinetto detto Mitchell dal nome del suo inventore.(figura.1.16). Si tratta un cuscinetto costituito da pattini oscillanti aventi la forma di settori circolari sistemati intorno ad un disco. L asse rotante avrà a sua volta un disco che si appoggia ai pattini. Tra disco fisso e pattini il contatto avverrà tramite uno strato di olio che si introdurrà tra le superfici trascinato dal moto di rotazione relativo tra le parti. Fig Reggispinta a pattini oscillanti di tipo Mitchell e collegamento con il basamento. 1. Anello rotante; 2. Pattino oscillante; 3. Basamento 37

38 Fig Reggispinta ad anelli. 1. Albero; 2. Risalti; 3. Collare; 4. Struttura fissa; 5. Fondo struttura fissa; 6. Cuscinetti portanti; 7. Sporgenze sostegno collare; 8. Orecchie cullare; 9. Tiranti filettati; 10. Dadi; 11.Contenitore olio; I2. Tubetti adduzione olio; 13. Tubi di ingresso e di uscita acqua refrigerante collari. In altre parole l inclinazione del pattino, crescente con il carico, fa nascere un effetto idrodinamico di portanza, la cui risultante viene ad equilibrare (se n è il numero dei pattini) l aliquota S/n di spinta sopportata dal pattino stesso. La figura.1.19 mostra infine la diversa posizione delle due serie di pattini, di marcia avanti e di marcia indietro, di cui deve essere dotato un reggispinta applicazioni navali. Si può notare nella marcia avanti il minor gioco sul lato verso prua dove è diretta la spinta, mentre il contrario ossia minor gioco verso poppa avviene nel momento in cui invertendo il senso di rotazione dell albero, e quindi dell anello centrale, cambia anche il verso della spinta. Fig Differenti posizioni delle due serie di pattini. a) In marcia avanti; b) In marcia indietro; 1. Pattino verso prua; 2. Pattino verso poppa; 3. Anello rotante; 4. Spinta. 38

39 5.1.5.Tronchi cavi Lo sforzo di torsione, che è quello predominante nella linea d asse, viene trasmesso in maniera linearmente dipendente dalla distanza dal centro dell asse. In casi particolari in cui è necessario ridurre i pesi si fa uso di alberi cavi; si utilizzano tronchi di linea d asse cavi anche quando è necessario installare eliche a pale orientabili, perché il comando delle pale è realizzato attraverso un sistema oleodinamico contenuto all interno dell albero. La riduzione di resistenza dell albero è trascurabile finché il diametro interno è pari ad un terzo di quello esterno, ma anche per diametri interni maggiori la diminuzione di resistenza è abbastanza contenuta. Nel caso il diametro interno sua due terzi di quello esterno, quest ultimo va aumentato di una quantità inferiore al 10% per ottenere una pari resistenza Accoppiatoi Il collegamento tra gli alberi può essere realizzato in differenti maniere. Quella più semplice è attraverso delle flange realizzate all estremità degli alberi e tenute insieme tramite perni. Figura Nel caso debba realizzarsi lo sfilamento dell albero portaelica attraverso l astuccio, si ricorre a diversi tipi di accoppiatoi, tipo quello a gusci o a manicotto. Fig Giunto a flange. 39

40 Fig Giunto a gusci. 1. Guscio; 2. Bullone; 3. Nicchia; 4. Chiavetta. 40

41 CAPITOLO 2 CICLO REALE E FUNZIONAMENTO DI UN MOTORE DIESEL A QUATTRO TEMPI 1.Generalità Il motore a combustione interna è una macchina volumetrica alternativa, costituita da un elemento dotato di moto alternativo e da un cinematismo in grado di trasformarlo in moto di rotazione. Esistono due tipologie di motori che si individuano per la differente modalità di innesco della combustione. Il Motore ad accensione per compressione è il tipo di motore utilizzato nella quasi totalità delle applicazioni di motori a combustione interna in campo navale. Una volta realizzata la compressione e aver raggiunto le condizioni di pressione e temperatura idonee a far avvenire la combustione si inietta il combustibile all interno della camera di combustione. Il combustibile appena viene a contatto con l aria incandescente teoricamente si incendia provocando una brusco innalzamento di temperatura e pressione. Il Motori ad accensione comandata sono utilizzati nel campo dell autotrazione relativamente a piccole taglie. Nel cilindro viene inserita una miscela (aria + combustibile) la quale viene accesa da una scintilla che attiva la reazione di combustione. 2.Il ciclo Diesel teorico La differenza fondamentale fra il ciclo Otto (figura 2.1) e Diesel (figura 2.2) consiste nella fase di introduzione del calore. Nel ciclo Otto il calore è introdotto a volume costante, mentre nel ciclo Diesel è introdotto a pressione costante. 41

42 Fig.2.1. diagramma ideale del ciclo Otto e. Le fasi che caratterizzano il funzionamento di un motore ad accensione per compressione sono: compressione adiabatica (1-2) introduzione di calore a pressione costante(2-3) espansione adiabatica(3-4) scarico a volume costante(4-1) Fig diagramma ideale del ciclo Diesel e. Durante la trasformazione (2-3), di introduzione del calore sposta e quindi il fluido produce lavoro: a pressione costante, lo stantufo si quindi l equazione dell energia senza deflusso diventa: 42

43 dove U è l energia interna del fluido, e poiché l entalpia del fluido è data dall espressione: Considerando che il fluido è un gas ideale e la sua variazione di entalpia a pressione costante vale l equazione diventa: La sottrazione del calore analogamente a quanto visto in precedenza, risulta data da: Il rendimento termodinamico ideale del ciclo Diesel teorico vale quindi: espressione del tutto analoga a quella ricavata per il calcolo del rendimento teorico del ciclo Otto ideale. Per la trasformazione (2-3) di combustione a pressione costante si ha: Per le trasformazioni adiabatiche (1-2) di compressione e (3-4) di espansione si ha invece rispettivamente: da cui si ottiene: e poiché ottengo: si può scrivere: Sostituendo queste espressioni in quella del rendimento termodinamico ideale si ottiene: 43

44 Essendo: e indicando con e il volume il rapporto di combustione a pressione costante il rapporto tra volume si ha: Questa espressione ci dice che il rendimento per il Diesel teorico è funzione del rapporto di compressione del rapporto tra calori specifici e del rapporto di combustione a pressione costante. Osserviamo subito che l espressione del rendimento termodinamico del ciclo Otto differisce da quella del ciclo Diesel solo per il termine fra parentesi, che è sempre maggiore di 1: è quindi chiaro che, a parità di rapporto di compressione, il rendimento è maggiore per il ciclo Otto che per il ciclo Diesel. Il rendimento teorico del ciclo Otto: dove rapporto volumetrico di compressione. Riducendo e cioè il calore introdotto a pressione costante, il rendimento del ciclo Diesel si avvicina a quello del ciclo Otto, con il quale coincide per. 44

45 3.Ciclo reale e funzionamento di un motore Diesel a quattro tempi L analisi del ciclo reale viene eseguita con riferimento al diagramma indicato (figura. 2.3) tipico di un motore diesel a quattro tempi non sovralimentato con coordinate (pressione,angolo percorso dalla manovella) e rispettivamente. Figura 4. Fig.2.3. Diagramma indicato di un motore diesel aspirato diesel a quattro tempi in coordinate. 0. Apertura valvola di aspirazione; 1. Chiusura valvola di aspirazione; E. Inizio combustione; F. Fine combustione; 4. Apertura valvola di scarico; 6 Chiusura valvola di scarico. Fig.2.4. Diagramma indicato di un motore aspirato diesel a quattro tempi in coordinate Ora andiamo a spiegare le varie fasi del motore messe in relazione con l angolo di manovella θ. La valvola di aspirazione si apre prima (15 25 ) del punto morto superiore PMS (punto 0 ) e la fase effettiva di immissione dell aria nella camera di combustione che termina quando la stessa valvola si chiude al punto 1 (circa dopo il PMI).In questo modo l ampiezza angolare relativamente alla fase di ammissione reale è superiore a quella ideale di 180. E questo viene 45

46 fatto in modo tale da consentire una maggior quantità di aria nel cilindro. L aria aspirata si mescola con i prodotti della combustione del ciclo precedente contenuti nel cilindro. Nel punto 1 l aria viene compressa. Qualche istante prima della fine della compressione si realizza l accensione spontanea (per effetto della compressione stessa) del combustibile che viene iniettato finemente, polverizzato in modo tale che ogni molecola di combustibile sia intimamente appaiata ad una o più molecole di aria, con un angolo di manovella (15 40 ) in anticipo rispetto al PMS, in ambiente a temperatura tale che permetta l innesco della combustione spontanea. La combustione termina alcuni gradi dopo il PMS (30 60 ).A seguito del rilascio di calore provocato dalla combustione si ha un rapido aumento temperatura e pressione. Dopo che la combustione è terminata (30 40 )dopo il PMS, l espansione dei gas prosegue durante la corsa di ritorno del pistone fino al PMI fino al punto 4 dove si apre la valvola di scarico che viene aperta (35 50 ) in anticipo rispetto al PMI, la pressione dei gas combusti è più elevata della pressione esterna, permettendone la fuoriuscita dei gas nell ambiente esterno attraverso la valvola di scarico. Quando il pistone si trova al PMI la pressione dei gas rimasti nel cilindro è notevolmente inferiore a quella iniziale. Durante la risalita del pistone dal PMI al PMS si realizza l espulsione dei gas stessi ad una pressione che è solo di poco superiore a quella dell ambiente esterno. La fase di scarico forzato termina dopo il PMS quando la valvola nel punto 6 viene chiusa. Questo ritardo di chiusura è compreso tra 8 15 dopo il PMS. Anche la fase di scarico reale è superiore a quella di 180,del ciclo di riferimento ideale; comportando cosi una più completa evacuazione dei gas di scarico. Con questa premessa si procede all analisi delle fasi di funzionamento che si svolgono in un motore diesel quattro tempi. 4.Fase di aspirazione Nel diagramma della distribuzione la fase di aspirazione inizia un po prima che il pistone raggiunga il PMS, quando risulta ancora in corso la fase di scarico come mostrato in figura

47 In fig.2.5. Diagramma polare della distribuzione di un motore aspirato diesel a quattro tempi. I due processi di aspirazione e di scarico risultano avvenire in concomitanza e la quantità di aria che entra nel cilindro dipende in misura non trascurabile, dall incrocio delle valvole di aspirazione e scarico. L aria entra nel cilindro per effetto della depressione (aumenta il volume perché il pistone passa dal PMS al PMI e diminuisce la pressione) generata dal moto del pistone che non rimane costante durante la corsa di aspirazione, ma varia con la velocità del pistone assumendo che la depressione massima(pressione minima)sia verso la metà della corsa, cioè quando la velocità del pistone è massima. Si può dire che indipendentemente dalla forma della camera di combustione, dei condotti, ecc., il valore della depressione che si ha nel cilindro ad un certo punto della corsa è crescente con il crescere della velocità media del pistone: In sostanza la depressione cresce con l aumento della lunghezza della corsa e con la velocità di rotazione del motore. Su questo fenomeno ha influenza l alesaggio D del cilindro, però queste cresce di pari passo alle dimensioni delle valvole, e quindi delle sezioni di passaggio del fluido, quindi si riesce ad avere una certo grado di compensazione. Si può notare da un analisi più approfondita che a parità di velocità di rotazione, il valore della 47

48 depressione che si ha all interno del cilindro durante la fase di aspirazione dipende dalle caratteristiche fluidodinamiche di tutti gli elementi che compongono il sistema di aspirazione e quindi dalle caratteristiche geometriche e cinematiche delle valvole in relazione alla cilindrata. La stessa depressione, accoppiata all incremento di temperatura che subisce l aria quando viene a contatto con le pareti calde del cilindro, comporta una diminuzione della densità del fluido aspirato con una conseguente diminuzione della massa contenuta nel cilindro. Lo scopo dell incrocio delle valvole di aspirazione e scarico, non è solo quello di estendere angolarmente la durata delle fasi di aspirazione e scarico, ma sfruttare l efflusso dell ultima frazione di gas combusti attraverso la valvola di aspirazione E comunque difficile valutare analiticamente i tempi di apertura e chiusura delle valvole per un dato motore in certe condizioni di funzionamento, queste condizioni si eseguono con prove a banco del motore. La quantità di aria che viene immessa nel cilindro durante l aspirazione dipende: - Dalla minore densità conseguente alla riduzione di pressione all interno del cilindro, dalle perdite di carico dell intero sistema di aspirazione e infine dal riscaldamento dell aria lungo i condotti del collettore di aspirazione e all interno dello stesso cilindro. - Dalla presenza dei gas residui del ciclo precedente, che vanno a togliere parte del volume utile a disposizione del fluido entrante. 4.1.Valutazione della pressione nel cilindro Lo studio della pressione nel cilindro durante la fase di aspirazione è di notevole complessità in quanto si deve tener presente l alimentazione per inerzia durante l incrocio delle valvole, della presenza di onde di pressione nel flusso dovute al moto intermittente della valvola di aspirazione(tali onde di pressione possono essere o non in fase con le oscillazioni naturali delle onde di pressione nel collettore di aspirazione). Possiamo dimostrare che la depressione massima nel cilindro è direttamente proporzionale aò quadrato della velocità di rotazione ed è inversamente proporzionale della sezione di passaggio che si ha attraverso l valvola, quando questa si trova nella posizione di massima alzata. Quando si ha la stessa velocità di rotazione si può ridurre la depressione andando ad aumentare la sezione di passaggio e quindi la densità della carica aspirata nel cilindro. Quindi considerando la cilindrata unitaria si va a ridurre il rapporto oppure ridurre C e aumentare D in questo modo si possono 48

49 utilizzare valvole di aspirazione più grandi o meglio due valvole di aspirazione per cilindro. Quest ultima soluzione viene impiegata nei motori veloci e serve a limitare le rilevanti forze d inerzia che si avrebbero con motori con una singola valvola di aspirazione. 4.2.Quantità di gas residui nel cilindro I prodotti della combustione quando inizia la fase di aspirazione, tendono ad espandere, determinando una riduzione del volume di aria che andrebbe a riempire il cilindro in modo più o meno sensibile a seconda della loro quantità. Definisco la frazione dei gas residui come il rapporto tra la quantità di gas residui e la quantità totale di fluido che lavora nel cilindro. Per fare in modo che risulti piccolo, devo ridurre il volume della camera di combustione che per una data cilindrata, essendo compressione. si riduce al crescere del rapporto volumetrico di 4.3.Il riscaldamento della carica Quando la carica fresca raggiunge il cilindro, attraversa l intero sistema di aspirazione e viene in contatto con la superficie calda del cilindro e la camicia calda del cilindro. Con il conseguente incremento della temperatura dell aria alla temperatura iniziale ed è funzione: i. della velocità media di attraversamento dell aria nelle varie sezioni di passaggio; ii. dei coefficiente di trasmissione del calore tra aria e pareti. iii. tempi in cui si realizza la fase di aspirazione e quindi la velocità del motore. iv. della differenza per ciascuna sezione di passaggio tra la temperatura dell aria nelle pareti della sezione stessa. v. della quantità di dei gas residui del ciclo precedente. Un elevato provoca un eccessiva riduzione della densità della carica di fluido, che penalizza fortemente la massa della carica entrante nel cilindro, quindi si deve evitare di riscaldare il sistema di aspirazione. Il valore assunto per = C. 49

50 4.4.Il coefficiente di riempimento Da quanto visto nella fase di aspirazione viene introdotta una certa quantità di carica fresca(aria) che risulta minore della quantità di gas presente nel cilindro all inizio della fase di compressione, ne segue la relazione: Si definisce coefficiente di riempimento di un motore a combustione interna alternativo il rapporto adimensionale: tra è la quantità di carica fresca presente nel cilindro quando dopo aver chiuso le valvole ha inizio la fase di compressione e la quantità di carica fresca che occuperebbe il volume V che corrisponde alla cilindrata nelle condizioni in cui il motore aspiri aria dall ambiente circostante 4.5.Tempi di apertura e di chiusura delle valvole Una scelta importante si ha nella scelta dei tempi di apertura delle valvole di apertura e chiusura delle valvole di scarico e aspirazione, in quanto permette di evacuare la maggior quantità possibile di gas combusti dal cilindro e di inserirvi la maggior quantità possibile di aria. La valvola di aspirazione inizia ad aprirsi prima del PMS in modo tale che il pistone una volta raggiunto il PMS, esso trovi la valvola completamente aperta nella fase discendente della corsa. Durante la corsa dal PMS al PMI si ha un aumento di volume e una repentiva diminuzione della pressione rispetto a quella dell ambiente esterno; quindi si ha un gradiente di pressione che tende a richiamare la massa di fluido verso il cilindro, questa massa aumenta di velocità man mano che la depressione aumenta. Dopo che il pistone ha percorso all incirca la metà della corsa, la depressione si riduce, così come la velocità del fluido ma in misura minore rispetto alla pressione a causa dell inerzia della colonna fluida che è stata messa in movimento nel condotto di aspirazione in questo modo si riversa ancora fluido nel cilindro (effetto semaforo). Se si fa in modo che la valvola di aspirazione resti aperta ancora per un certo angolo di manovella dopo il PMI, si ha una maggiore quantità di fluido che viene inserita nel cilindro. Tra i fattori principali che hanno maggiore influenza sul valore da assegnare a tale angolo di ritardo (tra cui la geometria dei condotti di aspirazione, il numero dei cilindri, il regime di rotazione). Per quanto riguarda la valvola di scarico viene chiusa alcuni gradi dopo il PMS, allo scopo di consentire una espulsione più completa dei gas di scarico. 50

51 Risulta evidente da quanto esposto finora risulta evidente che per alcuni gradi nell intorno del PMS, si ha il termine della fase di scarico e l inizio della fase di aspirazione. Le valvole di scarico e aspirazione sono entrambe aperte. Questo incrocio non produce alcun inconveniente a causa della limitata apertura delle valvole; ne consegue un vantaggio in quanto l uscita dei gas combusti crea un effetto richiamo della carica fresca che, attraverso la valvola di aspirazione, inizia ad entrare. 4.6.Velocità di rotazione del motore Quando si aumenta il numero dei giri, si ha che la valvola di aspirazione rimane aperta per un tempo inferiore e ne risulta una graduale diminuzione del coefficiente di riempimento, per un certo motore e per una data geometria dei condotti di aspirazione. L andamento risulta essere prima crescente e poi decrescente al crescere del numero di giri. Il valore massimo assunto da si ha per undato numero dei giri nel qulala valvola di aspirazione è in sincronismo e in fase con le oscillazioni che ha l aria nei condotti di aspirazione. Vale a dire che sincronizzando il periodo di oscillazione dell aria nel collettore di aspirazione e che il moto dinamico risulti in fase con l intervallo fra due aspirazioni successive; lo scopo quindi è quello di aprire la valvola nell istante in cui la pressione nella sezione di apertura abbia il valore massimo, che può assumere valori molto superiori alla pressione esterna, in questo modo si ha un cospicuo aumento del coefficiente di riempimento di fatto è come avere una sovralimentazione per inerzia. Fig.2.6. Andamento, in funzione di n, di parametri che lo influenzano e di alcuni A sinistra (nella Fig. 2.6.) di l andamento di è decrescente ed è dovuto al fatto che per valori minori di i tempi di apertura e chiusura delle valvole non sono in sincronismo con le oscillazioni 51

52 naturali dell aria nel collettore d aspirazione; per cui durante l ultima fase dell aspirazione quando il pistone inizia la corsa di salita dal PMI al PMS la valvola di aspirazione è ancora aperta, parte della carica che era già entrata nel cilindro rifluisce verso il condotto di aspirazione. A destra di l andamento di è decrescente ed è dovuto al fatto che le resistenze fluido dinamiche lungo il condotto di aspirazione crescono sensibilmente con in quadrato di crescendo anche le perdite connesse alla. I valori di massima ammissione della massa di aria all interno del cilindro sono valutate tra. 4.7.Dimensioni della valvola di aspirazione La luce di immissione del fluido nel cilindro è tanto maggiore quanto maggiore è l alzata ed il diametro della luce di aspirazione. Per consentire un rapido riempimento del cilindro si dovrebbe avere una valvola con la minore alzata possibile e un grande diametro, ma questo comporta una disuniformità nel raffreddamento con conseguente deformazione della valvola di aspirazione. Questo limite comporta una limitazione delle dimensioni della valvola che è altresì limitato dalle dimensioni della camera di combustione. L alzata che assume la valvola sono importanti in quanto si deve realizzare una certa velocità media del fluido aspirato. Figura.2.8 Fig Comportamento fluidodinamico dei gas al variare dell alzata. In genere il valore dell alzata massima si stabilisce in maniera da ottenere un compromesso tra una velocità di aspirazione accettabile limitando le perdite di carico e una buona turbolenza; infatti diminuendo il diametro e lasciando la medesima alzata, aumenta la velocità del fluido nella sezione minima di attraversamento perché data la maggiore resistenza offerta al passaggio aumenta la depressione nel cilindro(entro certi limiti). Di pari grado però più la velocità del fluido è grande più la turbolenza risulta grande favorendo la combustione. 52

53 Per soddisfare questi due condizioni una opposta all altra, basse perdite e sensibile turbolenza, si adottano valvole provviste di deflettore capace di generare una turbolenza elevata. 4.8.Pressione di aspirazione La riduzione di pressione che si ha lungo la corsa del pistone dal PMS al PMI comporta una riduzione del coefficiente di riempimento del cilindro per mantenere tale pressione dentro limiti accettabili si devono ridurre le resistenze nel sistema di aspirazione agendo sulla forma dei condotti di aspirazione, eliminando gomiti,resistenze locali e rugosità delle superfici interne. Inoltre la velocità di efflusso dell aria attraverso la valvola di aspirazione in quanto la depressione nel cilindro è proporzionale al quadrato di tale velocità. 5.Fase di compressione Una volta che la valvola di aspirazione viene chiusa si ha l inizio della fase di compressione. Durante questa fase si ha l aumento della temperatura e pressione della massa di fluido evolvente nel cilindro. I valori della pressione e temperatura dipendono essenzialmente dal rapporto di volumetrico di compressione. Possiamo dire che tanto maggiore è lo scambio termico maggiore è la turbolenza del fluido indotta dalla velocità con cui la carica fresca attraversa la valvola durante la fase di aspirazione. Questa velocità è dannosa per il riempimento del motore, visto che un suo incremento accresce la depressione nel cilindro(effetto benefico) dall altra parte è necessario che il fluido nel cilindro abbia una certa turbolenza perché la combustione avvenga nel migliore dei modi e il più rapidamente possibile. Inizialmente la carica di fluido che si trova nell istante iniziale della fase di compressione ha una temperatura di C e la temperatura della camicia del cilindro si trova ad una temperatura di C, si ha un trasferimento di calore dalla parete al fluido; in seguito a questa cessione di calore e perché il fluido si riscalda a causa dell elevato rapporto di compressione, la temperatura della carica inizialmente uguaglia quella della parete poi diventa superiore e il flusso 53

54 di calore generato si inverte. I valori assunti alla fine della compressione della temperatura e pressione devono essere compatibili con le modalità di accensione del combustibile. Per i motori Diesel la temperatura deve essere sufficientemente elevata per consentire l accensione spontanea del combustibile che viene iniettato all interno della camera di combustione. Ora andremmo ad analizzare i fattori che influiscono sugli scambi termici durante la compressione. 5.1.Fattori che influiscono sulla compressione I principali parametri che influenzano gli scambi termici sono: La differenza di temperatura tra fluido che evolve nel cilindro e le pareti del cilindro, i coefficienti di trasmissione del calore funzione del coefficiente di scambio termico adottato per i pistoni e per i cilindri(alluminio, ghisa o acciaio). Dalla turbolenza generata dalla carica durante la fase di aspirazione, compressione e dalla forma della camera di combustione. Spesso è necessario incrementare la turbolenza della carica alla fine della compressione, adottando geometrie particolari della camera di combustione. Si possono infatti avere particolari forme della camera di combustione andando a creare cavità opportunamente sagomante nella testa del pistone, oppure andando a parzializzare la camera di combustione in due parti, la principale e la secondaria chiamata precamera che serve ad aumentare la turbolenza nella camera di combustione, ridurre il tipico rumore che si ha nei Diesel. In genere la presenza della precamera e una fonte di perdita di calore verso l esterno ulteriore. Il rapporto superficie/volume durante la compressione, che risulta essere variabile durante la corsa di risalita dal PMI al PMS, esso dipende dal rapporto C/D e dalla cilindrata V. La velocità di rotazione,all aumentare del numero di giri si riduce il tempo durante il quale possono avvenire gli scambi termici. Gli scambi termici sono più intensi quando il motore e freddo in quanto le pareti non hanno raggiunto ancora la temperatura di funzionamento a regime. In questi casi si possono verificare 54

55 delle perdite di carica tra le fasce elastiche, sicché la temperatura e la pressione di fine compressione sono più bassi. 6.Combustione ed espansione La combustione del combustibile ha luogo spontaneamente per effetto della elevata temperatura alla quale è stata portata l aria comburente grazie all elevato che caratterizza un motore Diesel. La combustione della miscela aria-combustibile, che si è formata nel cilindro,libera in un certo tempo una determinata quantità di calore, che innalza la temperatura e pressione dei gas. Dalla combustione si rende disponibile una certa quantità di lavoro utile trasferita al pistone e di calore che è viene trasferita alle pareti del cilindro viene sviluppata sia nella fase di combustione che in quella di espansione. Qui di seguito e riportato qualitativamente il diagramma indicato della combustione con coordinate Figura.2.8 a.b. La fig.2.8a rappresenta il diagramma indicato, relativamente al processo di combustione, in coordinate per un motore aspirato diesel. La fig.2.8b rappresenta l andamento della temperatura e pressione dei gas durante la fase di espansione in un motore diesel. Durante il primo tratto della corsa del pistone nel suo movimento dal PMS al PMI, si ha che la combustione è più attiva, raggiunge la pressione e temperatura massima del ciclo. 6.1.Combustione Differenza di combustione tra i motori otto e diesel La fase di combustione è quella che denota le maggiori differenze tra i motori a combustione interna funzionanti con ciclo Otto e Diesel. Nei motori Otto(ad accensione comandata) il fluido combustibile ha un alta tensione di vapore (la benzina, per esempio, a temperatura di 40 ha 55

56 pressione di vapore pari a circa 0.5 bar); sia nei motori attuali ad iniezione (nel cilindro oppure nel collettore, ossia diretta o indiretta), sia in quelli a carburatori di precedente generazione, la combustione viene fatta avvenire a comando apportando dell energia di attivazione (ragion per cui questi motori vengono detti ad accensione comandata), provocandola in un determinato punto della camera di combustione attraverso un dispositivo (la candela) che genera le condizioni di accensione della miscela. Il combustibile al suo ingresso nel cilindro ha già oppure assume rapidissimamente le caratteristiche di vapore e precarbura l ambiente, ossia data la sua alta diffusività conferitagli dello stato aeriforme esso si distribuisce omogeneamente nell aria presente nel cilindro. Proprio questa caratteristica permette di ammettere, per ciascuna delle condizioni di funzionamento del motore, una quantità di comburente molto vicina a quella stechiometricamente richiesta per la corretta ossidazione del combustibile. La scintilla avvia la combustione la quale si propaga partendo dal punto di innesco; la fiamma non si sviluppa in maniera istantanea ma comunque velocemente, attraverso un fronte che si estende a tutte le zone del cilindro. Contemporaneamente alla fiamma, inizia a propagarsi anche un onda di pressione il cui fronte ha velocità generalmente superiore al primo. La fiamma ha dunque tempo di propagazione non nullo in quanto il suo fronte ha una velocità altissima ma comunque finita; nel suo complesso, quindi, la combustione ha durata relativamente breve in quanto la fiamma avanza in una miscela già precarburata (in composizione pressoché stechiometrica) e, percorso tutto il volume del cilindro, si esaurisce. La relativa velocità di tale operazione ne giustifica la rappresentazione nel ciclo ideale che è isovolumica o isocora ( ). Si suppone, cioè, che la velocità con cui avviene tutta la combustione è talmente alta rispetto a quella con cui si muove il pistone che, nel caso limite, la fase di combustione riesce ad esaurirsi in un tempo talmente breve da potersi supporre che in esso il movimento del pistone è praticamente nullo. L onda di pressione ed il fronte di fiamma partono, praticamente, in contemporanea; se la pressione raggiunge zone dove la combustione non è ancora avvenuta e riesce ad infiammare la miscela, si aprono altri fronti di fiamma. Il fenomeno che ne deriva, la detonazione può avere effetti molto gravi sulla salute del motore in quanto ha caratteristiche di estrema impulsività. Il meccanismo di combustione nel motore diesel si basa sulla creazione di un atmosfera idonea all accensione del combustibile quando viene iniettato nel cilindro; attraverso la fase di 56

57 compressione (ed un idoneo rapporto di compressione: 20 22) si ottiene il riscaldamento dell aria oltre le condizioni di ignizione del combustibile. Quest ultimo viene iniettato a pressione tale (oltre2000 bar se consideriamo il sistema common-rail) che il suo flusso si infrange in minutissime particelle (ordine di grandezza: 20 µm) in modo che la superficie complessiva del combustibile esposta all aria sia la massima possibile. A contatto con l aria riscaldata dalla compressione, il combustibile prende ad evaporare ed a bruciare a strati ossia liberando strati inferiori delle goccioline che man mano si riscaldano, evaporano e bruciano. L innesco della combustione avviene per effetto del contatto tra combustibile e l aria calda presente nel cilindro: il meccanismo viene per questo denominato accensione spontanea. La combustione è piuttosto violenta in quanto le goccioline in ingresso nel cilindro trovano una temperatura idonea alla combustione ed iniziano a bruciare tutte insieme generando un forte e repentino aumento di pressione e temperatura dei gas. Ma, sia per effetto delle durata relativamente lunga dell iniezione, sia per la complessità della sequenza di momenti che portano alla combustione (entrata, riscaldamento, evaporazione, combustione a strati) la combustione dura molto più a lungo di quanto non accada nel motore a ciclo Otto. A ciò si deve la rappresentazione del ciclo diesel limite in cui la fase di iniezione combustione è rappresentata da una isobara: si suppone, cioè, che la combustione duri per una parte significativa della corsa del pistone in cui la pressione, che dovrebbe ridursi per effetto della discesa del pistone (con aumento del volume e diminuzione, appunto, della pressione) viene sostenuta dal progressivo rilascio di energia generato dal proseguire della combustione. In altri termini, si suppone che la diminuzione di pressione dovuta alla discesa del pistone sia perfettamente controbilanciata dalla immissione di calore fintanto che la combustione prosegue. Ecco perché, nel ciclo limite, la pressione si rappresenta (ma è una idealizzazione, ovviamente) in maniera costante per tutto il periodo della combustione La combustione nel motore diesel Facendo riferimento al caso del motore a ciclo diesel, la fase di combustione risente delle modalità con cui il combustibile viene iniettato nel cilindro e brucia. In figura.2.9. è rappresentato un ciclo a 4T con le sue fasi; con un predeterminato anticipo sul punto morto superiore, in un momento definito SOI (Start Of Ignition) il combustibile viene iniettato nel cilindro polverizzato in modo tale da ottimizzare il contatto con l aria calda che ne provocherà la combustione. 57

58 Fig.2.9. Ciclo indicato motore diesel L inizio della combustione avviene con un certo ritardo, in un istante definito SOC (Start Of Combustion), in quanto, una volta entrato nel cilindro, il combustibile deve dapprima evaporare per poi accendersi. Il lag di combustione, inteso come distanza temporale tra SOI e SOC è una caratteristica del combustibile misurabile con il numero di cetano di cui si dirà in seguito. Figura Andamento in funzione dell'angolo di manovella θ di alcuni parametri caratteristici di funzionamento di un motore diesel. 58

59 Osservando il riquadro più alto (figura.2.10), in cui sono riportati gli andamenti di pressione e temperatura, si nota che, fino al punto 1, la risalita del pistone riduce il volume a disposizione della carica d aria e genera l aumento di p e T. Il punto 1 coincide con il momento dell inizio dell iniezione del combustibile, come si può notare nel secondo riquadro dall alto in cui, sempre in funzione dell angolo di manovella θ, è riportata la massa m di combustibile introdotta nel cilindro; da tale punto e per un certo angolo di manovella, non vi sono cambiamenti nell evoluzione di pressione e temperatura che continuano a crescere per il solo effetto della compressione dovuta alla risalita del pistone. Ciò perché la combustione inizia soltanto nel punto 2 (SOC) quando inizia il cosiddetto heat-release ossia il rilascio di energia per effetto della combustione; da quel punto sia la pressione sia la temperatura crescono molto di più di quanto avrebbero fatto (e soltanto fino al PMS) per effetto della sola compressione. Le curve tratteggiate a partire dal punto 2 descrivono proprio gli andamenti di pressione e temperatura che si sarebbero avuti se non vi fosse stata l immissione di energia nei gas per effetto della combustione. La combustione avviene in un lasso di tempo piuttosto lungo per cui la pressione aumenta fino al suo massimo, raggiunto nel punto 3; la temperatura nei gas, fino al massimo nel punto 4. Da questi valori entrambi i parametri prendono poi a diminuire per effetto della discesa del pistone e dell espansione che ne consegue; nei due riquadri inferiori in (figura 2.10) è possibile conoscere quantità e tempi di iniezione di combustibile nel cilindro ed energia immessa nei gas sotto forma di calore. La differenza tra momento dell iniezione ed inizio della combustione ha un effetto pernicioso sul funzionamento del motore; ciò perché quando la combustione inizia coinvolge tutta la massa iniettata fino a quel punto nel cilindro il che rende piuttosto impulsiva la combustione. È chiaro anche che più è forte il ritardo di combustione, peggiore sarà la combustione che verrà caratterizzata da maggiore vermenza in quanto la quantità di combustibile iniettato durante il ritardo sarà maggiore e con essa più alte saranno le pressioni sviluppate e le temperature raggiunte. Figura

60 In Fig.2.11 sono riportati i possibili andamenti della pressione nel cilindro immaginando di alimentare uno stesso motore con tre combustibili aventi tre diversi ritardi dell inizio della combustione (tre diversi numeri di cetano) denotati, in termini di angoli di manovella, con θ1, θ2 e θ3. Si vede che il combustibile con ritardo inferiore (θ 1: numero di cetano più alto) ha il picco di pressione più basso in quanto, al momento d inizio della combustione, essendo stato iniettato meno combustibile, minore risulterà la quantità di combustibile che brucia per primo. Aumentando il ritardo di combustione (diminuzione del numero di cetano), aumentano gli accumuli di combustibile nel cilindro ed aumenta la pressione che si sviluppa all inizio della combustione. Più la combustione è ritardata, maggiori sono i picchi di pressione sviluppati all inizio della combustione, più ruvido sarà il comportamento del motore e maggiori saranno i danni cui questo sarà esposto Il numero di cetano Il numero di cetano è un indicatore del comportamento, in fase di accensione, dei combustibili che alimentano i motori diesel in cui ha grande importanza il ritardo di accensione ossia il tempo che intercorre tra l inizio dell iniezione del combustibile e l inizio della combustione. Oltre che da fattori legati alla meccanica del motore (come temperatura e pressione della carica, grado di atomizzazione del combustibile, velocità del motore), influisce sul ritardo d accensione anche la natura del combustibile. E stato studiato che gli idrocarburi paraffinici lineari (aventi una temperatura di autoaccensione più bassa rispetto ai corrispondenti idrocarburi isoparaffinici o ciclici) danno tempi di ritardo più brevi e permettono funzionamenti più regolari e meno duri del motore oltre che minori usure. Le qualità di un combustibile legate all accensione sono rappresentate dal numero di cetano. In origine tale numero rappresentava la percentuale in volume di cetano (n-esadecano ) presente in una miscela di cetano e di alfa-metil-naftalina che dà lo stesso ritardo di accensione, su un motore standard, del combustibile in esame. 60

61 Il valore del numero di cetano veniva, così, determinato sperimentalmente rilevando il ritardo tra la fase di iniezione e quella di accensione; al cetano veniva assegnato il valore 100, al alfa-metil-naftalina il valore 0. La scarsa reperibilità di sostanze a lungo ritardo come alfa-metil-naftalina ha fatto ripiegare sul cosiddetto isocetano (eptametil-nonano ) cui è attribuito valore di accensione 15. In tal modo, Se C è la frazione di cetano e I quella di isocetano (numeri percentuali, compresi tra 0 e 1) nella miscela di prova avente capacità di ignizione simili a quella del combustibile da caratterizzare, la formula che dà il numero di cetano NC sarà semplicemente: NC = C x I x 15 Più breve è il ritardo fra iniezione e combustione, più alto sarà il numero di cetano del combustibile e minore sarà la quantità di combustibile presente nel cilindro allorché inizia la combustione; i valori massimi di pressione raggiungibili in camera di combustione saranno inferiori e ciò porta ad una diminuzione della rumorosità e ad un funzionamento più regolare del motore. Il gasolio ha normalmente valori del numero di cetano intorno a 50-52; si è valutato che un aumento del numero di cetano a 58 consentirebbe di far diminuire le emissioni di particolato del 20%. 7.Fase di scarico Se la fase di scarico reale fosse prolungata fino al PMI come previsto dal ciclo di riferimento (figura 13),otterremo una fase di lavoro massima. In Fig.2.13 Diagramma polare della distribuzione di un motore aspirato diesel a quattro tempi. 61

62 Andando ad osservare il diagramma polare della distribuzione si nota che la fase di espansione viene interrotta ben prima che il pistone raggiunga il PMI, per cui non tutta l energia posseduta dal fluido viene trasformata in lavoro sul pistone. In realtà l anticipo dell apertura della fase di scarico si rende necessario per ridurre il lavoro che il pistone deve compiere per espellere i gas esausti partendo da una pressione minore. Il lavoro raccolto negli ultimi gradi dell angolo di manovella prima di raggiungere il PMI per la fase di ritorno sarebbe trascurabile, data la piccolezza del braccio della forza motrice. Per comprendere meglio vediamo la rappresentazione in figura 2.14; se l anticipo all apertura della valvola di scarico è molto piccolo, il lavoro perduto durante la fase di espansione risulta piccolo(area ) ma il lavoro compiuto dal pistone risulta molto grande. Al contrario se l anticipo è eccessivo, il lavoro da realizzare durante lo scarico forzato è minore, ma diventa notevole la perdita di lavoro durante l ultimo tratto della espansione (area ).Conseguentemente la soluzione più conveniente è dove si riesce ad avere un compromesso tra un valor non troppo elevato di lavoro perso durante l espansione e una riduzione sensibile del lavoro nella fase di scarico forzato. Fig Andamento della fase di scarico in un motore diesel a quattro tempi per tre differenti valori dell anticipo all apertura della valvola di scarico. 62

63 La valvola di scarico richiede una sezione di apertura ampia per favorendo un alta velocità di espulsione, così facendo circa il % della carica viene evacuato spontaneamente per effetto della velocità. La valvola di scarico sfrutta l inerzia della colonna fluida e migliora la pulizia del cilindro,essa viene chiusa in ritardo dopo il PMS, mentre durante l ultima fase della corsa di scarico risulta apertala valvola di aspirazione per consentire l ammissione della carica fresca. Quindi nell intorno del PMS il motore funziona con entrambe le valvole aperte ottenendo un miglioramento del coefficiente di riempimento. A causa dei fenomeni di risonanza della colonna fluida nei condotti, durante l incrocio delle valvole, si ha un piccolo richiamo di carica fresca a temperatura minore dei gas di scarico; questo lavaggio produce una diminuzione dei gas residui e serve in parte a raffreddare la valvola di scarico. In (figura 2.15) viene riportato il diagramma indicato relativo alla fase di ricambio dei gas nel motore, si può osservare che la linea relativa all andamento della pressione durante lo scarico forzato è superiore a quella relativa alla fase di ammissione mentre la pressione esterna del motore dal lato dello scarico è leggermente superiore a quella dell ambiente dal quale il motore aspira. Il motivo è dovuto al fatto che per smorzare il rumore, si va a mettere un collettore di raccolta dei fumi di forma e dimensioni opportune. I gas per essere scaricati all esterno devono avere una pressione iniziale maggiore di. La differenza tra indica l entità delle perdite fluidodinamiche allo scarico. Fig Diagramma indicato, relativo al processo di scarico, in coordinate per un motore aspirato diesel a quattro tempi. La geometria dei condotti di scarico deve anch essa realizzare per quanto possibile, la cosiddetta sovralimentazione per inerzia durante il tempo relativo all incrocio delle valvole. Osserviamo infine che le valvole di scarico hanno una dimensione minore rispetto a quelle di aspirazione soprattutto nei motori di taglia medio piccola; infatti il disegno delle valvole dello 63

64 scarico(figura 2.16) deve tenere presente della diversa temperatura a cui sono sottoposte e del fatto che il fluido che le attraversa può contenere composti che danno origine a depositi. Fig Disposizione delle valvole di aspirazione e scarico nella testata di un motore. 64

65 8.Potenza e consumo specifico di un motore a combustione interna Un motore alternative a combustione interna e, come noto, un impianto motore primo termico, nel senso che rende disponibile su un albero rotante del lavoro meccanico ottenuto dalla trasformazione di energia primaria sviluppatasi in seguito alla combustione del combustibile con cui il motore stesso viene alimentato. E' noto altresì che in un impianto motore primo termico solo un aliquota dell energia termica fornita può essere convertita in lavoro meccanico ed in misura dipendente dal rendimento globale dell impianto stesso per cui è possibile scrivere: avendo indicato con [kg] la massa di combustibile bruciato e con [kj/kg] il suo potere calorifico inferiore. Se si vuole poi esprimere la potenza erogata, anziché il lavoro, basta considerate la portata di combustibile [kg/s] anziché la massa e quindi si ha: E bene precisare che questa espressione é valida per qualsiasi impianto motore primo termico; tuttavia per esaminare in maggior dettaglio i parametri che influisco- no sul valore della potenza erogata nel caso di un motore alternativo a c.i. conviene esprimere la portata di combustibile in funzione della portata di aria attraverso il rapporto: da cui: Per calcolare la portata di aria elaborata dal motore si indichino con D [m] e con C [m] rispettivamente il diametro del cilindro (alesaggio) e la corsa dello stantuffo il volume V [ ] generate da quest ultimo durante una corsa, ovvero la cilindrata, é dato da: 65

66 Indicando poi con z il numero dei cilindri, con al minuto, con un coefficiente che vale: la velocità di rotazione del motore espressa in giri - per i motoria due tempi; - per i motori a quattro tempi; ed infine con la densità dell aria ambiente, segue che la portata teorica di aria che può essere aspirata dal motore e fornita dall espressione: La portata effettiva di aria si ottiene moltiplicando la portata teorica per il coefficiente di riempimento : e quindi, in definitiva: avendo indicato con, la cilindrata totale del motore pari a:. La portata di combustibile corrispondente a tale portata di aria é dunque: che, sostituita nella : otteniamo: Quest' ultima espressione può anche essere scritta anche in funzione del consumo specifico di combustibile stante la relazione: Mettendo a sistema ottengo: 66

67 che sostituita nella: ottengo: Di uso molto frequente risultano le espressioni della potenza in funzione della o della. Infatti, se attraverso il rilievo del ciclo indicato si conosce il lavoro indicato ovvero la pressione media indicata che, moltiplicata per la cilindrata [ ] fornisce appunto è possibile calcolare la potenza indicata, tenendo conto del numero dei cilindri e delle corse utili compiute da ciascuno stantuffo nell unità di tempo: La potenza effettiva si ottiene, come é noto, moltiplicando la potenza indicata, per il rendimento meccanico del motore: Quest'ultima, può essere espressa in funzione dalla e della cilindrata totale fornisce: ricordando la relazione tra e la pressione media effettiva : si ha infine: 67

68 8.1.Curve caratteristiche e piani quotati Dalla relazione si deduce che a parità di tutte le altre condizioni la potenza effettiva di un motore varia linearmente con. In effetti però, al variare di inevitabilmente che varino anche altri fattori tra quelli che compaiono nella relazione precedente ed in particolare e. Conseguentemente è possibile giustificare l andamento reale della curva di potenza in funzione della velocità di rotazione riportata in figura 2.17 nella quale sono pure riportate le curve corrispondenti di coppia motrice e di consumo specifico. Le tre curve tracciate sono relative tutte alla massima ammissione del motore ovvero alla posizione di massima apertura dell organo di regolazione dello stesso e prendono il nome di curve caratteristiche. Fig Andamento della potenza P, della coppia motrice M e del consumo specifico di combustibile in un motore a c.i. al variare del numero di giri in condizioni di massima apertura dell organo di regolazione. 68

69 Il valore della potenza corrispondente al punto B è quello che si ha per la minima velocità del motore compatibile con un funzionamento regolare di quest ultimo. Al disotto di tale velocità, infatti, il motore tende a fermarsi a causa delle maggiori irregolarità al minimo della coppia motrice erogata e delle conseguenti irregolarità nell alimentazi0ne. Al di la del regime di rotazione minimo la potenza aumenta all aumentare di, fino ad attingere un massimo in corrispondenza di un certo regime di rotazione (punto A) oltre il quale diminuisce rapidamente fino ad annullarsi in corrispondenza di un valore più elevato del numero di giri. Tale andamento si giustifica considerando che in un primo tratto (B-M) contribuiscono ad incrementare la potenza sia che ; in altri termini esiste una velocita di rotazione, legata a ciascun motore e funzione delle sue caratteristiche costruttive, in corrispondenza della quale e massima la quantità di fluido che evolve nel cilindro in ogni ciclo. In corrispondenza di tale velocità di rotazione, essendo l area del ciclo massima, si realizzano i massimi valori della e quindi della coppia motrice. Ricordiamo che la potenza P [kw] può anche essere come prodotto della coppia M [Nm] per la velocità angolare [rad/s] del motore, segue la relazione: dalla quale si ottiene: La coppia M e quindi massima quando e massimo il rapporto che rappresenta (figura 2.17) la tangente dell angolo che l asse delle ascisse forma con una qualsiasi semiretta uscente dall origine e che taglia la curva della potenza. La coppia attinge pertanto il suo valore massimo per quella velocità di rotazione (figura 2.17) che rappresenta l ascissa del punto M sulla curva della potenza nel quale la semiretta uscente dall origine e tangente alla curva stessa; in tali condizioni l angolo assume il suo valore massimo (figura 2.17); anche il rapporto P/n = tg è dunque massimo e massima sarà quindi la coppia M. Per velocità di rotazione superiori a la potenza cresce con gradiente minore (M-A) in quanto, pur diminuendo la quantità di fluido evolvente in ogni ciclo (minore valore di ), continua ad aumentare, grazie all incremento di, la quantità di fluido utilizzata nell unità di tempo. Oltre il punto A la quantità di fluido evolvente per ogni ciclo si riduce più rapidamente di quanto aumenti il numero dei cicli nell unita di tempo, per cui, anche a causa della diminuzione ora sensibile del 69

70 rendimento meccanico (e quindi di ), che come è noto è funzione all'incirca quadratica della velocità di rotazione, la potenza diminuisce fino ad annullarsi per quella velocità in corrispondenza della quale le perdite meccaniche assorbono completamente il lavoro utile ricavabile. Si osservi che, per evitare cedimenti, il motore in genere e utilizzato fino a velocità poco superiori a quella di potenza massima. Per meglio definire i campi di utilizzazione di un motore e però opportuno conoscerne le prestazioni anche in condizioni di alimentazione parzializzata, quali quelle riportate nelle figure. 2.18, 2.19, 2.20, e 2.21 che indicano l andamento della potenza, della coppia, del consumo specifico di combustibile e del consumo specifico di calore per tre diversi valori del carico. Tali curve sono state rilevate al banco su un motore diesel aspirato a quattro tempi ad iniezione diretta con cilindrata totale : Fig Andamento della potenza in funzione del numero di girl per tre differenti condizioni di carico rilevato al banco prova su un motore diesel aspirato a quattro tempi con cilindrata totale =

71 Fig Andamento della coppia in funzione del numero di giri per tre differenti condizioni di carico rilevato al banco prova sul motore di cui alla figura Fig Andamento del consumo specifico dl combustibile in funzione del numero di giri per tre differenti condizioni di carico rilevato al banco prova sul motore di cui alla figura Fig Andamento del consumo specifico di calore in funzione del numero di giri per tre differenti condizioni di carico rilevato al banco prova sul motore di cui alla figura Per avere una visione completa della variazione del consumo specifico al variare sia del carico che della velocità di rotazione, ovvero nell intero campo 71

72 di funzionamento del motore, si è soliti riferirsi al cosiddetto piano quotato dei consumi riportato negli esempi di figura 2.22 e di figura 2.23 che si riferiscono ancora al motore diesel di cui sopra ed ai rilievi sperimentali dei precedenti diagrammi. Fig Piano quotato dei consumi specifici di combustibile rilevato al banco prova sul motore di cui alla figura Fig Piano quotato dei consumo specifici di calore rilevato al banco prova sul motore di cui alla figura In figura 2.24 si riporta invece il piano quotato dei consumi di un motore diesel sovralimentato a quattro tempi ad iniezione diretta con sedici cilindri a V di cilindrata totale, pari a ; in detto piano sono state riportate anche le rette che comprendono i punti caratterizzati dallo stesso valore della. 72

73 Fig Piano quotato dei consumi specifici di combustibile di un motore diesel sovralimentato a quattro tempi con tempi con cilindrata totale. Si noti che i più bassi consumi specifici si attingono per valori della inferiori a quella massima a causa delle modalità con cui avviene la combustione ed al sistema di regolazione adottato nei motori diesel. Infatti i massimi valori della, essendo relativi alla massima introduzione di combustibile, si riferiscono a condizioni di funzionamento nelle quali certamente il combustibile stesso ha un limitato eccesso d aria e pertanto si trova in condizioni più difficili per una combustione completa. E per tale ragione che la curva relativa alla massima in un motore diesel è limitata dall entità della fumosità allo scarico, cioè dai valori oltre i quali il consumo specifico aumenta notevolmente con indesiderabili inquinanti allo scarico. Il piano quotato dei consumi può essere anche del tipo di figura 2.25 relativo ad un diagramma che riporta, rispettivamente in ascissa ed in ordinata, la velocità di rotazione e la pressione media effettiva. Sono tracciate anche le curve a potenza costante che, risultano delle iperboli. Infatti dalla citata relazione: Segue che la potenza rimane costante purché risulti che e appunto l'equazione di un iperbole nel piano,. 73

74 Nella figura 2.25 si riporta infine il diagramma relativo alle principali caratteristiche di funzionamento di un motore diesel sovralimentato a quattro tempi. Oltre alla curva del consumo specifico di combustibile in funzione del carico sono tracciate anche le curve relative ad altri parametri quali la pressione massima di combustione, la pressione e la temperatura dell aria di alimentazione, nonché la temperatura dei gas di scarico in ingresso alla turbina del gruppo di sovralimentazione del quale si parlerà nel prossimo capitolo. Fig Principali caratteristiche di funzionamento rilevate a banco prova di un motore diesel sovralimentato a quattro tempi della potenza di 1000kW/cilindro a428 giri/min. In conclusione di questo paragrafo è importante rilevare che diagrammi del tipo di quelli riportati nelle figura 2.22, 2.23, 2.24 e 2.25 rivestono una grande utilità quando si vogliono confrontare le prestazioni di un motore con quelle di un altro motore dello stesso tipo, oppure le prestazioni di uno stesso motore sottoposto a modifiche, quali ad es. un diverso sistema di alimentazione, una diversa camera di combustione, una diversa legge di fasatura della distribuzione, ecc. Inoltre, lo stesso tipo di diagrammi può essere utilizzato quando si vogliono confrontare tra loro motori anche alquanto diversi, ad es. nella cilindrata o nel numero di giri massimo, purché siano riportati parametri motoristici più generali, quali la velocità media del pistone, la potenza per unità di superficie del pistone ovvero per unità di cilindrata, ecc. 74

75 Si osservi ancora che analoghi piani quotati possono essere riportati anche per il tracciamento delle curve di isolivello di un qualsiasi altro parametro motoristico, oggetto di studio, quale ad esempio: il rapporto miscela, il consumo orario di combustibile, la portata massica d'aria o la composizione dei gas di scarico. Una tendenza recente delle Case costruttrici di motori a due tempi è quella di offrire sul mercato lo stesso motore(lasciando inalterati cioè la corsa ed il diametro) in diverse versioni nelle quali, agendo opportunamente sui parametri funzionali del motore ed il diametro) in diverse versioni nelle quali, agendo opportunamente sui parametri funzionali del motore (sostituzione della pompa del combustibile, degli iniettori e delle turbo-soffianti) si realizzano differenti valori per la potenza, il numero di giri ed il consumo specifico di combustibile. Un determinato motore può essere pertanto fornito, a richiesta, o con il regime di potenza massima MCR (Maximum Continuous Rating) oppure, come suol dirsi, depotenziato e cioè a potenza ridotta ed eventualmente con diverso valore del numero di giri. Il regime depotenziato o economico si indica con ECR (Economic Continuous Rating). In questo modo e possibile soddisfare le esigenze più diverse in relazione alle caratteristiche propulsive e di impiego delle navi. Le varie combinazioni possibili, per un dato motore, vengono di solito rappresentate dalle Case costruttrici con grafici che prendono il nome di layout diagram e che riportano in ordinata la potenza ed in ascissa il numero di giri ed assumono un aspetto romboidale o trapezoidale come quello del tipo riportato in figura Fig Layout diagram relativo al motore due tempi sovralimentato RTA84M della Sulzer. 75

76 Tale diagramma si riferisce, nel caso specifico, al motore a due tempi Sulzer RTA84M a corsa superlunga i cui dati tecnici sono riportati in dettaglio nella tabella.1. Come si nota, per ogni motore vi sono un regime di potenza massima MCR (R1) e tre regimi economici ECR (R2, R3, R4); il grafico riporta anche le linee a consumo specifico costante. Come si deduce rammentando l espressione: il depotenziamento si può conseguire agendo sulla o sul numero di giri. Infatti le condizioni R3 ed R4 sono caratterizzate dallo stesso numero di giri e quindi la minor potenza di R4 e ottenuta con una diminuzione della, e si consegue anche una riduzione del consumo specifico che passa da 169 g/kwh a 162 g/kwh. Passando poi dal regime R4 a quello R2, caratterizzati dalla stessa potenza, il numero di giri aumenta e quindi si deve avere una ulteriore diminuzione della pme, con una riduzione del consumo specifico che raggiunge il valore minimo di 159 g/kwh. All'interno del diagramma i consumi, ovvero il rendimento, variano appena del 6% circa. La scelta tra i vari regimi economici e molto influenzata da problemi relativi alla progettazione della nave. Il regime R4, ad esempio, è utilizzabile quando è possibile adottare eliche più lente e di dimensioni maggiori, che danno anche vantaggi sul rendimento propulsivo; se ci si deve orientare invece su eliche di minor diametro, che sono peraltro di costo minore, il numero di giri cresce e si va verso il regime R2. Motori depotenziati sono oggi offerti anche dalla MAN B&W e dalla Mitsubishi che, insieme alla Sulzer, sono le uniche Case costruttrici di diesel a due tempi di elevata potenza; diagrammi del tipo di figura 2.26 sono quindi disponibili anche per i motori MAN B&W e Mitsubishi con incremento delle possibilità di scelta per i Costruttori navali. Fig Esempio di layout diagram fornito dalla MAN B&W. 76

77 8.2.Fattori che influenzano la potenza Ricordando le espressioni principali della potenza: é possibile individuare subito alcuni dei fattori che influenzano la potenza. In quanto segue si prenderanno singolarmente in esame tali fattori, unitamente ad altri parametri che, pur non comparendo esplicitamente nelle influenzano tuttavia il valore della potenza ottenibile Cilindrata totale E' immediato osservare che, a parità di tutti gli altri fattori, la potenza aumenta linearmente all aumentare della cilindrata totale. Il solo valore della cilindrata totale non e però sufficiente ai fini di una previsione della potenza raggiungibile in quanto, come si vedrà, quest ultima e condizionata da altri parametri quali il numero di giri, il rapporto di compressione, il sistema di iniezione del combustibile e di distribuzione del motore, il rendimento meccanico, ecc., che sono fortemente variabili a seconda, ad esempio, del frazionamento della cilindrata stessa e del rapporto corsa/alesaggio Velocità di rotazione n La velocità di rotazione n è un' indice dello sfruttamento della cilindrata. E' infatti ovvio che due motori di pari cilindrata, funzionanti a regimi di rotazione diversi ma a pari valori degli altri parametri di funzionamento, avranno potenze diverse, nel senso che al motore con regime di rotazione più elevato corrisponde la potenza più alta. Per tale motivo si tende a realizzare motori a velocità sempre più elevata, compatibilmente con: - I limiti imposti dalla resistenza dei materiali impiegati nella costruzione degli organi dotati di moto alterno e soggetti quindi alle forze d inerzia, che sono appunto funzione, oltre che delle masse interessate, del quadrato della velocità di rotazione; - I limiti imposti dalle perdite meccaniche che crescono anch esse con il quadrato di n. Si osservi a tale riguardo che numeri di giri elevati presuppongono disegni assai avanzati per il manovellismo, la distribuzione ed i principali organi del motore. 77

78 Per quanto riguarda i due parametri presi ora in esame va osservato che non è possibile incrementarli contemporaneamente in quanto un aumento di V, comportando un aumento delle dimensioni dei cilindri, provoca di conseguenza un aumento anche delle masse degli organi dotati di moto alterno (stantuffi, valvole, bilancieri) e quindi delle forze di inerzia che devono essere contenute limitando la velocità di rotazione n. Non a caso infatti i motori diesel di cilindrata unitaria molto elevata (ad es. D = 840 mm, C = mm) girano ad una velocità di rotazione n inferiore a 100 giri/min, laddove motori con cilindrata unitaria modesta (C = D E 90 mm) possono essere spinti fino a ,000 giri/min Numero di cilindri z Per quanto detto al punto precedente, aumentando il numero dei cilindri di un motore, lasciando inalterata la cilindrata totale, si possono realizzare masse in moto alterno sempre più piccole, con la conseguenza di consentire velocità di rotazione più elevate, a pari sollecitazioni meccaniche globali.l aumento del numero dei cilindri comporta pertanto: - Incremento della potenza a causa delle più elevate velocità di rotazione raggiungibili; - Possibilità di adoperare rapporti di compressione più elevati, unitamente alle migliori possibilità di raffreddamento, risultando incrementato il rapporto superficie/volume; - Maggiore uniformità della coppia motrice (figura. 2.27); - Migliore equilibramento delle masse e quindi riduzione delle vibrazioni torsionali. Fig Incremento nella uniformità della coppia motrice all'aumentare del numero dei cilindri. 78

79 Ai vantaggi suddetti corrispondono peraltro alcuni inconvenienti, i principali dei quali sono: - aumento della lunghezza dell albero a manovelle, e quindi maggiori vibrazioni flessionali; - peggioramento del rendimento meccanico (dovuto alle aumentate superfici di attrito, oltre che alle maggiori velocità impiegate) con conseguente aumento dei consumi specifici; - difficoltà di conseguire elevati valori del coefficiente di riempimento, essendo le dimensioni delle valvole di aspirazione legate alla geometria del cilindro; - riduzione del campo di utilizzazione del motore in quanto generalmente ad un numero elevato di cilindri corrisponde un ristretto campo di valori del numero di giri entro cui sono massime la potenza e la coppia erogate; - complessità maggiori sia nella messa a punto degli organi di distribuzione e di alimentazione che nel disegno generale del motore; - aumento del costo di produzione, del costo di manutenzione ed in genere dell ingombro e del peso totale Rapporto corsa/alesaggio C/D In sede di progetto la scelta delle dimensioni della corsa C e dell alesaggio D, o meglio del loro rapporto C/D, e molto importante ai fini delle caratteristiche di funzionamento del motore. A seconda che il rapporto C/D sia maggiore, uguale o minore di 1 il motore si definisce a corsa lunga, quadro o superquadro rispettivamente. Un motore superquadro consente, a parità di cilindrata unitaria, di realizzare minori pesi e minori ingombri in altezza. Altri vantaggi derivano dalla: - possibilità, a causa del maggior valore dell alesaggio, di disporre l iniettore nella maniera migliore all interno della camera di combustione e di adottare valvole di aspirazione e di scarico di dimensioni maggiori. - possibilità, a pari velocità media del pistone, di raggiungere regimi di rotazione più elevati; 79

80 - possibilità di adoperare bielle corte e più leggere, con riduzione delle perdite meccaniche dovute alle forze d inerzia ma con spinte laterali tra pistone e cilindro più elevate, lavorando la biella corta sotto forti angoli; - riduzione, cosi come confermato da tutte le applicazioni pratiche, delle forze d inerzia, a pari velocità di rotazione. Ai vantaggi accennati fanno riscontro però le maggiori difficoltà che insorgono per una buona combustione ed una efficiente refrigerazione delle camere di combustione a causa della minore compattezza delle stesse. La tendenza attuale nel campo dei diesel a quattro tempi e quella di realizzare motori con valori del rapporto C/D compresi tra 1,1 e 1,3. Per i motori diesel a due tempi la odierna tendenza e rivolta ai motori a corsa lunga o superlunga (C/D : 3 3,5) per i motivi che saranno esaminati nei capitoli successivi. La velocità media del pistone : è un indice delle sollecitazioni meccaniche cui il motore e sottoposto e condiziona il valore della potenza perduta per attrito. Le forze di inerzia infatti, a parità di cilindrata, sono maggiori per il motore in cui e più elevata mentre la potenza perduta per attrito, e quindi il rendimento meccanico, sono funzioni all incirca quadratiche della velocità media del pistone e della velocità di rotazione Pressione media effettiva La e una grandezza caratteristica significativa che consente di valutare l utilizzazione del motore in riferimento al carico termico e meccanico. Dalla relazione seguente: 80

81 si evince che, a parità di cilindrata e di regime di rotazione, la potenza erogabile cresce con la pressione media effettiva, che è il parametro sul quale più di ogni altro e indirizzata la ricerca tendente al conseguimento di potenze più elevate. Si osservi che confrontando l'espressione appena scritta con la seguente: nella quale anche compaiono V, ed, segue che aumentare pme significa migliorare il rapporto il che si verifica se si aumenta il coefficiente di riempimento, e se si riducono il consumo specifico di combustibile, ed il rapporto ; quest ultimo sempre nei limiti che consentono comunque di realizzare una combustione regolare e completa. In conclusione di questo paragrafo, allo scopo di mostrare come alcuni parametri caratteristici, quali ad esempio la velocità media del pistone ed il rapporto corsa/alesaggio, abbiano influenza sulla potenza erogabile da un motore alternativo a combustione interna, è opportuno riprendere l espressione: e riscriverla in forma tale che in essa figurino i ricordati parametri e. A tale proposito, indicando con A la sezione retta del cilindro motore, è possibile scrivere la nella forma: indichiamo con z il numero di cilindri del motore. Poiché con semplici passaggi risulta: e può anche essere scritto come: 81

82 Dall analisi di quest'ultima si traggono delle indicazioni molto utili quando, in sede di progetto, si indaga in merito alla potenza che potrà essere erogata da un certo tipo di motore. Si supponga, ad esempio, di voler realizzare un motore a due tempi ( ) e di assegnare valori ragionevoli per la pressione media effettiva ( ), per la velocita media del pistone ( ), per il numero dei cilindri (z = 12) e per il valore del rapporto corsa/alesaggio ( = 3,5). Si deduce che la potenza erogabile dal motore sarà funzione quadratica inversa del numero di giri che si assegnerà per il motore stesso alle condizioni di progetto. In altre parole, il motore progettato per ruotare, ad esempio, alla velocità di rotazione = 200 giri/min, erogherà una potenza = kw che e quattro volte più piccola di quella pari a kw che, a parità di tutte le altre condizioni, potrà erogare un motore progettato per girare ad una velocità di rotazione = 100 giri/min. Tale affermazione è immediatamente giustificata dalla considerazione che, se si deve mantenere costante, tra l altro, la velocità media del pistone, il motore caratterizzato da : 200 giri/min deve essere dotato, di cilindri la cui corsa e la metà di quella che caratterizza il motore per il quale è = 100 giri/min; per mantenere poi costante il valore di, anche il diametro del cilindro del motore che ruota a = 200 giri/min deve essere la metà di quello del cilindro del motore che ruota a = 100 giri/min. ll motore che ruota a ha quindi una cilindrata che e ben otto volte più piccola di quella del motore che ruota a = 100 giri/min, ma la potenza erogata non e di otto volte più piccola, bensì come visto, di solo quattro volte grazie alla circostanza di essere caratterizzato da una velocità di rotazione doppia. Altrettanto facilmente si può giustificare l aumento della potenza di ben otto volte quando, a parità di tutte le altre condizioni, si raddoppia Altrettanto facilmente si pub giustificare l aumento della potenza di ben otto volte quando, a parità di tutte le altre condizioni, si raddoppia. In tal caso, infatti, per lasciare inalterato il numero di giri, bisogna raddoppiare la corsa C e quindi, per lasciare inalterato, bisogna raddoppiare il diametro D con conseguente aumento della cilindrata di otto volte. Altra considerazione di grande rilevanza che si può trarre da questa analisi è che le potenze più elevate possono essere erogate solo dai motori a due tempi, caratterizzati da basse velocità di rotazione mentre, all aumentare della velocità di rotazione e passando ai motori a quattro tempi, le potenze erogabili sono tanto più modeste quanto più elevato é il regime di rotazione del motore. 82

83 A conferma, in figura.2.28 vengono riportate, in funzione della velocità di rotazione, i valori della potenza ottenibili dai motori a due tempi low-speed, dai motori a quattro tempi medium-speed e da quelli high-speed. I punti sul diagramma di figura sono stati ottenuti mediante l 'ultima relazione scritta assegnando valori di, e che caratterizzano mediamente ciascuna categoria di motori e che sono stati riportati nella didascalia della stessa figura Fig Potenza massima ottenibile dai motori a due tempi low speed( n = giri/min), a quattro tempi medium speed (n = ) e high speed (n = giri/min) in funzione della velocità di rotazione di progetto. 83

84 84

85 CAPITOLO 3 CICLO REALE E FUNZIONAMENTO DI UN MOTORE DIESEL A DUE TEMPI 1.Ciclo reale e funzionamento di un motore diesel a due e quattro tempi. 1.1.Generalità Il motore due tempi nato cronologicamente poco dopo il quattro tempi, si è dimostrato molto interessante almeno dal punto di vista strettamente termodinamico in quanto riesce a sviluppare una potenza doppia rispetto al quattro tempi, in pratica la potenza è superiore a quella di un quattro tempi di pari cilindrata. E subito apparso evidente che il buon funzionamento nonché la sopravvivenza del ciclo a due tempi stava nel risolvere il problema della sostituzione della carica di aria dei cilindri motori in modo più o meno completo, in quanto una imperfetta evacuazione dei prodotti della combustione provoca una riduzione della potenza sviluppabile, data la minore quantità di combustibile bruciabile per ciclo, nonché l aumento di temperatura degli organi a contatto della camera di combustione, per la presenza di gas residui presenti nel cilindro al termine della fase di riempimento. Nel motore a due tempi la sostituzione della carica esausta con una fresca deve essere fatto con una rapida sostituzione attraverso un movimento di correnti gassose che prende il nome di lavaggio del cilindro motore. L aria di lavaggio, viene portata ad una pressione maggiore rispetto a quella dell ambiente esterno e viene inserita nel cilindro motore attraverso luci e valvole, essa deve essere in grado di spingere avanti a se i gas combusti ed occupare quindi il loro posto nella maniera più completa ed efficace possibile. Quanto appena detto deve accadere in un limitato intervallo di tempo 3 4 volte inferiore a quello disponibile nel ciclo a quattro tempi, ripulendo completamente il cilindro, mescolandosi il meno possibile con i gas combusti e senza sfuggire in corto circuito attraverso le feritoie di scarico. In figura 3.1. è spiegato il percorso relativo alla sostituzione della carica nel cilindro di un motore diesel a due tempi. 85

86 Fig.3.1. Percorso relativo alla sostituzione della carica nel cilindro di un motore diesel a due tempi. 1. Luci di immissione della carica fresca. 2. Luci di scarico Nelle prime realizzazioni i motori diesel a due tempi erano equipaggiati dalla pompa di lavaggio che era azionata dall albero motore e che provvedeva a comprimere l aria(70 80 bar) e inviarla ai cilindri. Figura 3.2. Fig.3.2. Motore diesel a due tempi FIAT A504 1.Pompa aria lavaggio; 2.Cilindro motore; 3.Compressore aria avviamento ed aria iniezione pneumatica. È importante che il lavaggio possa avvenire in modo stabile e che venga riprodotto in modo soddisfacente ad ogni ciclo del motore, qualunque sia l andatura praticata dal motore stesso. Altre problematiche che possono condizionare il lavaggio sono il degrado delle tenute sulle valvole, la riduzione accidentale della portata di aria, le perdite di carico dell aria di lavaggio, o 86

87 comunque un elevato lavoro di compressione dell aria di lavaggio nel caso di motori sovralimentati. ecc. Tutte queste esigenze condizionano a tal punto il lavaggio da rendere praticamente impossibile che lo stesso si svolga in modo del tutto soddisfacente e cioè da permettere di realizzare una carica di aria pura equivalente a quella di un quattro tempi. I vari costruttori fin dal primo apparire dei motori a due tempi hanno cercato di risolvere il problema, giungendo a due diverse configurazioni (figura 3.3), (che si distinguono per la modalità di introduzione dell aria e di espulsione dei gas dai cilindri per mezzo di feritoie valvole) la modalità longitudinale o unidirezionale(basato sul lavaggio per mezzo di una corrente d aria unidirezionale che viene immessa nel cilindro in corrispondenza di una delle due estremità mentre dall altra fuoriescono i gas combusti) e a quello a correnti ripiegate (basato sul lavaggio per mezzo di una corrente d aria, dopo aver sospinto i gas combusti per allontanarli dal cilindro, si ripiega su se stessa). Fig.3.3. Principali sistemi di lavaggio adottati negli anni dai Costruttori di motori diesel a due tempi Nel sistema di lavaggio longitudinale l aria, percorrendo il cilindro motore secondo delle linee di flusso all incirca parallele fra di loro, esse sono dotate di un piccolo moto rotatorio che ne stabilizza il movimento verticale, agendo come uno stantuffo ideale che spinge davanti a se i gas rimasti nel cilindro dopo la fase di scarico spontaneo e si sostituisce occupando almeno in linea teorica tutto il cilindro motore. Nel sistema di lavaggio a correnti ripiegate l aria entra ed esce dalla estremità inferiore del cilindro motore percorrendo secondo delle linee di flusso il cui andamento dipende dal numero, dalla disposizione e dalla inclinazione delle feritoie e di scarico praticate nel cilindro stesso. Tra le due tipologie di lavaggio si potrebbe infatti pensare di preferire il lavaggio unidirezionale perché è più facile da mettere appunto. Ciò dipende dal fatto che nel lavaggio a corrente unidirezionale è molto più semplice far si che l aria di lavaggio interessi tutto il cilindro senza fuoriuscire dallo scarico e senza mescolarsi con i gas residui, dalla la limitata presenza di vortici. 87

88 Con il lavaggio trasversale o a correnti ripiegate è più difficile che l aria occupi tutto il volume del cilindro motore, specie quando il motore si trova nel PMI, e cioè quando è più facile il formarsi di correnti di corto circuito tra le feritoie di lavaggio e quelle di scarico. Una volta messo a punto un buon lavaggio a correnti ripiegate esso è da preferire al lavaggio con corrente unidirezionale visto la sua semplicità. Invece per i motori con corsa lunga( i quali assumono rapporti C/D = 3 4) il lavaggio unidirezionale si impone su quello trasversale. 2.Lavaggio longitudinale o unidirezionale I primi motori a lavaggio unidirezionale (1909) con valvole di immissione in testa si ispiravano forse alle stesse soluzioni costruttive adottate nei motori a quattro tempi. Nel lavaggio in questione, l aria entrava dall estremità superiore del cilindro attraverso apposite feritoie nelle pareti del cilindro motore. (figura 3.4) Questa configurazione a lavaggio longitudinale aveva il pregio, di impiegare le valvole in testa per introdurre l aria fresca e non per scaricare i gas caldi, si dimostrò che dato le sezioni ristrette di passaggio l aria entrando acquistava un eccessiva velocità, comportando perdite che rendevano difficoltoso il riempimento dando luogo ad un lavaggio scadente. Tale sistema è stato abbandonato per passare al sistema a correnti ripiegate, nel quale non vengono impiegate valvole di alcun tipo ne per l aspirazione ne per lo scarico. Nacquero cosi i primi motori con valvole multiple di scarico in testa, e verso il 1935, quelli con valvola unica in testa; andando a completare la gamma di varianti dei motori da una a quattro valvole. 88

89 Fig.3.5. Sistema di lavaggio longitudinale impiegato dalla FIAT nel In questo modo l aria che entra nel cilindro dalle feritoie presenti nella parte bassa del cilindro e distribuite uniformemente su tutta la circonferenza, percorre il cilindro e distribuite uniformemente su tutta la circonferenza, percorre il cilindro ed esce attraverso una o più valvole in testa dopo aver effettuato un lavaggio decisamente più efficace e stabile. Qui di seguito riportiamo la sezione trasversale di un motore diesel a due tempi UEC 60LS della Mitsubishi prodotto negli anni 80 munito di lavaggio unidirezionale con un unica valvola di scarico in testa azionata meccanicamente. Figura 3.6. Fig.3.6. Sezione trasversale del motore diesel a due tempi UEC 60LS della Mitsubishi a lavaggio longitudinale con valvola di scarico in testa comandata meccanicamente. 1. Valvola di scarico. 89

90 Il sistema di lavaggio a correnti ripiegate si sviluppa in modo più massiccio, per la sua semplicità costruttiva, fino a metà degli anni ottanta, quando le case costruttrici cominciarono a realizzare, soprattutto nel campo delle potenze elevate, motori a corsa lunga o superlunga, con valori del rapporto corsa/alesaggio compresi tra 3 e 4.1 ai quali mal si addiceva il lavaggio a correnti ripiegate. L aria infatti avrebbe dovuto compiere un percorso troppo lungo per raggiungere tutte le zone del cilindro fino alla testata e quindi ridiscendere verso le luci di scarico, con la conseguenza di un lavaggio insoddisfacente con aumento mal si addiceva il lavaggio a correnti ripiegate. Il lavaggio unidirezionale consente tra l altro di utilizzare una minore quantità di aria rispetto agli altri sistemi con l ulteriore vantaggio di limitare la frazione di gas combusti nel cilindro a valori dello stesso ordine di grandezza di quelli relativi ai motori a quattro tempi. Con tale sistema inoltre, è possibile realizzare la chiusura della valvola di scarico quando le luci di lavaggio sono ancora aperte il che permette un riempimento supplementare del cilindro. Figura 3.7 Quindi si può controllare separatamente lo scarico e l immissione della carica, anticipando opportunamente lo scarico spontaneo e realizzando, una distribuzione simmetrica rispetto al PMI della fase di lavaggio. Infine il problema dell apertura delle e della chiusura della valvola di scarico sono stati risolti grazie alla realizzazione di comandi oleodinamici e pneumatici della valvola stessa. Fig.3.7. Sezione trasversale del motore diesel Doxford a lavaggio longitudinale con stantuffi contrapposti.1.basamento; 2. Luci di lavaggio; 3. Blocco cilindri; 4. Nervatura;5. Incastellatura; 6.Luci di scarico; 8. Albero a manovella; 12. Canna cilindro; 14. Passaggio acqua raffreddamento cilindro; 15. Involucro cilindro; 16. Testata; 26. Testa di biella; 27. Manovellismo collegamento agli stantuffi; 28. Piede di biella; 30. Testacroce; 33. Albero a camme; 90

91 Il lavaggio longitudinale con stantuffi contrapposti realizzato inizialmente con sistema Junker, non ha subito grandi variazioni nel corso del tempo, a parte la geometria dei due stantuffi. Questo sistema di lavaggio ha il pregio di eliminare l impiego di valvole sulla testata del cilindro, perché va ad eliminare le feritoie, ma non elimina la complicazione derivante dalla necessità di comandare lo stantuffo a mezzo di biellismi o leveraggi vari che appesantiscono e complicano la struttura del motore. Per tale motivo è stato successivamente abbandonato. 3.Lavaggio a correnti ripiegate Risulta costruttivamente più semplice dei motori a lavaggio longitudinale per l eliminazione delle valvole. L aria di lavaggio e lo scarico avviene attraverso feritoie aperte e chiuse dal pistone. Figura Tra il lavaggio a correnti ripiegate ve ne sono due che dominano, il primo, a feritoie affiancate è sempre stato in continua evoluzione, favorito dall elevato numero di combinazioni che si possono effettuare nel disporre le luci e nei differenti percorsi che di conseguenza può assumere la corrente di lavaggio; quello a feritoie sovrapposte, ha subito un evoluzione più contenuta, perché fin dall inizio ha dato luogo ad un buon lavaggio e non si presta a modifiche veramente sostanziali. Fig. 3.8.Sistema di lavaggio a correnti ripiegate a luci affiancate 91

92 3.1.Lavaggio a correnti ripiegate con feritoie affiancate Con questo sistema di lavaggio la disposizione delle feritoie di lavaggio e di scarico sono poste sullo stesso piano, in genere le feritoie di lavaggio hanno un altezza superiore rispetto a quelle di scarico. In questo caso le luci ed il collettore di lavaggio sono interposte delle valvole automatiche a lamelle, che consentono il passaggio del fluido solo nel senso collettore di lavaggio-cilindro, impediscono ai gas combusti di invadere il collettore di lavaggio quando verso la fine della corsa di espansione, il pistone scopre prima le feritoie di lavaggio (hanno un altezza maggiore di quelle di scarico). Tale accorgimento serve per migliorare il riempimento del cilindro prolungando l immissione della carica fresca dopo la chiusura delle feritoie di scarico. Tale sistema a correnti ripiegate è mostrato nel diagramma indicato e nel diagramma polare in figura 3.9. Fig.3.9. Diagramma polare della distribuzione di un motore diesel due tempi con lavaggio a correnti ripiegate. Fig Diagramma indicato di un motore diesel a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate. 92

93 3.2.Lavaggio a correnti ripiegate con feritoie sovrapposte In questo caso abbiamo che le feritoie di lavaggio sono disposte sotto quelle di scarico ed orientate verso la parete opposta del cilindro motore in modo da realizzare, la massima sezione di efflusso. Poiché inoltre le feritoie di lavaggio possono estendersi per un arco superiore a mezza circonferenza, è possibile, realizzare una sezione totale di efflusso, almeno in linea teorica, più elevata di quella realizzabile con il sistema di lavaggio tipico dei motori a feritoie affiancate, nonostante la minore altezza delle feritoie stesse. Questo sistema di lavaggio si presenta sia dal punto di vista della costruzione sia da quello della regolarità di esercizio del motore, più sfavorito rispetto al sistema a feritoie affiancate: Le feritoie di lavaggio e di scarico sono formate da un intreccio di gambe e istmi così complesso da rendere difficile il raffreddamento della canna del cilindro in quella particolare zona. Poiché tra l altro le gambette delle feritoie di scarico risultano sensibilmente più calde di quelle delle feritoie di lavaggio, si vengono a creare tra di loro notevoli tensioni termiche che possono compromettere la resistenza della canna del cilindro; Fig Diagramma indicato di un motore diesel a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate Gli spigoli delle feritoie a sezione piena sono meno raccordabili di quelle delle feritoie inclinate e pertanto possono provocare facilmente la rottura delle fasce elastiche. Questa rottura è tra l altro favorita anche dal fatto che ad ogni corsa le fasce passano sopra una doppia fila di feritoie; L imbrattamento delle feritoie di scarico non può che facilitare quello delle feritoie di lavaggio ad esse sottoposte. Nella figura 3.11, si riportano il diagramma polare della distribuzione relativa a di un motore provvisto del sistema di lavaggio a correnti ripiegate a feritoie sovrapposte. 93

94 Fig Diagramma indicato di un motore diesel a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate. A titolo indicativo nella figura qui sotto si riporta l andamento delle pressioni dell aria e dei gas combusti all interno e fuori del cilindro motore riportando i due casi qui sopra descritti a feritoie affiancate e a feritoie sovrapposte (Figura a-b). Fig.3.13a. Andamento della pressione dei gas di un motore diesel a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate, con feritoie affiancate. 1. Pressione del collettore di lavaggio; 2. Pressione nel cilindro motore; 3. Pressione nel collettore di scarico. 94

95 Fig.3.13b. Andamento della pressione dei gas di un motore diesel a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate, con feritoie sovrapposte. 1. Pressione del collettore di lavaggio; 2. Pressione nel cilindro motore; 3. Pressione nel collettore di scarico. Quando la pressione nel cilindro si riduce ad un valore più basso rispetto a quella che si ha nel collettore di alimentazione dell aria ha inizio la fase di lavaggio, con immissione di aria fresca da una serie di luci, e scarico di gas combusti, inevitabilmente frammisti ad aria, dall altra serie di luci. La fase si svolge evidentemente a cavallo del PMI, con pressione più bassa ed in G, in posizione simmetrica rispetto a, il pistone, in fase ascendente, chiude le luci di lavaggio ponendo termine all introduzione di aria fresca nel cilindro. Segue un ulteriore scarico di carica fresca tra il tratto G e A, fino a che nel punto A, posizione simmetrica rispetto a D, lo stantuffo chiude le luci di scarico dando inizio alla compressione dell aria. E spesso presente un dispositivo che va a chiudere il condotto di scarico per evitare perdite di carica fresca durante il tratto di corsa dello stantuffo, dal PMI al PMS del quale risultano aperte le feritoie di scarico. In definitiva con questo tipo di lavaggio l aria introdotta trasversalmente nel cilindro motore dalle apposite feritoie viene deviata dalla parete opposta del cilindro stesso ed indirizzata in alto verso il cielo del cilindro, dalla quale viene deviata, per poi essere deviata verso fino a raggiungere le feritoie di scarico. 4.Analisi teorica semplificata del lavaggio Quando si analizza il lavaggio si fanno due ipotesi limite di funzionamento, tra le quali si può collocare il reale funzionamento. 95

96 La prima ipotesi è che l aria immessa nei cilindri si comporta come un pistone fluido che sospinge davanti a se i gas combusti senza mescolarsi in alcun modo con essi. In questo caso il volume di aria che entra in ogni istante è esattamente uguale a quello dei gas espulsi quindi, per completare l operazione basta immettere un volume V di aria pari al volume della cilindrata più il volume della camera di combustione. La seconda ipotesi è che mano a mano che l aria entra, venga a mescolarsi completamente con i gas combusti, in modo tale da creare una fase, costituita da una miscela aria-gas combusti con percentuale di aria fresca che al limite potrebbe essere infinita. Nel comportamento reale le cose vanno in maniera intermedia tra le due ipotesi, e cioè l aria produce effettivamente uno spostamento dei gas verso l alto ma si mescola anche ad essi in una certa misura. Infatti, per questi motivi, durante il lavaggio, bisogna introdurre una quantità d aria superiore a quella che corrisponde al volume da riempire; che viene definita come coefficiente di lavaggio il rapporto: : := massa d aria effettivamente introdotta nel cilindro pari al volume V da riempire alle condizioni di pressione, di temperatura e di umidità dell ambiente esterno. E ovvio che sia sempre y>1 ed il suo valore dipende dal sistema di lavaggio. Per rendimento o efficienza del lavaggio, si intende invece il rapporto: tra la massa di aria che effettivamente resta nel cilindro e quella introdotta durante il lavaggio vhe sarebbe il contrario di ;invece, il rapporto é sempre minore di 1. Andiamo a sostituire al coefficiente di riempimento le espressioni fin prima trovate, da cui si ricava facilmente: = = E chiaro che un lavaggio efficiente deve permettere di realizzare il massimo riempimento dei cilindri, ossia il massimo, con il minimo eccesso d aria, e cioè con i più bassi valori di. Nei motori a quattro tempi il volume da riempire è dato, come si è detto, dalla cilindrata geometrica più il volume della camera di combustione: 96

97 Nei motori a due tempi, non tutto il volume della cilindrata geometrica è disponibile per il riempimento de utile ai fine della compressione, ma solo l aliquota è l altezza delle luci di lavaggio oppure di scarico, a seconda del sistema adoperato. Conseguentemente il rapporto di compressione effettivo o funzionale risulta essere minore di quello geometrico dell intera corsa, e risulta: dove è il volume della camera di combustione e quindi il volume effettivamente utile per l effettivo riempimento è dato da: espressione che tiene conto nel determinare il volume e quindi la massa d aria effettivamente incamerata dal motore per ogni ciclo. Si è detto che i valori del coefficiente dipendono dal tipo di lavaggio. Il sistema longitudinale si avvicina di più all ipotesi ideale del pistone fluido, per cui si hanno le minori quantità di aria occorrenti per il lavaggio e quindi i più bassi valori di ( ). Con il sistema a correnti ripiegate, il percorso prevalentemente tortuoso ed il maggiore miscelamento tra i due fluidi rendono necessari quantitativi di aria più elevati per cui assume valori ( ) Indicando con l eccesso d aria necessario per una combustione completa ( ) con la quantità di aria stechiometrica, si ha infine che per ogni chilogrammo di combustibile bisogna fornire con il lavaggio una quantità di aria uguale a: 97

98 Ad esempio, ipotizziamo valori di e di (eccesso d aria del 120 %) si hanno i seguenti valori per e per : Lavaggio longitudinale Lavaggio a correnti ripiegate = 35.4 kg aria/ kg combustibile = 46.2 kg aria/ kg combustibile La potenza assorbita dalla pompa, considerando l aria come fluido a comportamento incomprimibile a causa dei modesti incrementi di pressione subiti, è fornita dalla relazione: e tale potenza risulta in genere pari al 12% 15% di quella erogata dal motore. Figura Si osservi che all aumentare della velocità di rotazione del motore si riduce il tempo a disposizione per effettuare il ricambio della carica, e dunque un lavaggio efficiente, bisogna aumentare la velocità dell aria attraverso le luci in misura direttamente proporzionale al numero di giri. La pompa di lavaggio dovrà conferire all aria un valore più elevato dell incremento di pressione. Fig Influenza del coefficiente di lavaggio sul riempimento di alcuni due tempi Diesel, presentanti diverse disposizioni delle luci per la sostituzione della carica. 98

99 CAPITOLO 4 IL MOTORE DIESEL NELLA PROPULSIONE NAVALE 1.Evoluzione del motore a due tempi non sovralimentato Il primo motore diesel a due tempi reversibile per applicazioni marine fu costruito dalla Sulzer, oggi Wartsila, nel Si trattava di un quattro cilindri in linea con alesaggio di 175 mm e corsa di 250 mm che erogava 65 kw alla velocità di rotazione di 375 giri/min con una pme pari a 4,5 kp/ (4,41 bar). Figura.4.1. Fig.4.1. Cilindro a lavaggio unidirezionale del primo motore a due tempi per applicazioni marine realizzato dalla Sulzer nel Valvola di immissione; 2. Luci di scarico. 99

100 Nella tabella 1 qui sotto riportata qui sotto e rappresentata l'evoluzione negli anni di alcuni dei parametri geometrici c motoristici dei motori diesel a due tempi. P/cil= 1,3082 pme n C [kw]; pme [bar], n [giri/min], D [m], C [m]. Tabella 1. Evoluzione negli anni dei parametri geometrici e motoristici dei motori diesel a due tempi. Era munito di lavaggio unidirezionale con due valvole di immissione alloggiate nella testa di ciascun cilindro e luci di scarico praticate nelle pareti del cilindro all estremità inferiore. Negli anni successivi, per eliminate le complicazioni derivanti dai sistemi di apertura e di chiusura delle valvole e per semplificare i meccanismi di inversione del moto, si passa al lavaggio trasversale con luci di lavaggio e di scarico affacciate cosi come tipottato nella figura.4.2. dalla quale si nota la potenza di due file sovrapposte di luci di lavaggio, allo scopo di aumentare le sezioni di passaggio dell aria di lavaggio, a beneficio della pulizia e del riempimento del cilindro con carica fresca. Poiché la fila più alta delle luci di lavaggio si sviluppava in buona parte al di sopra delle luci di scarico, allo scopo di evitate l'indesiderata inttoduzione nel collettore di lavaggio di un aliquota dei gas combusti quando, nella corsa di espansione dello stantuffo dal PMS al PMI, venivano scoperte prima le luci di lavaggio più alte, quindi quelle di scarico, era oppottuno che la fila più alta delle luci di lavaggio fosse provvista di valvole di non ritorno, in un primo momento comandate meccanicamente, poi automatiche, che consentissero il passaggio solo dal collettore di lavaggio al cilindro e non viceversa. 100

101 Fig.4.2. Cilindro di motore a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate. 1. Luci di scarico; 2, Luci di lavaggio; 3. Valvola di non ritorno. Sulla scorta degli incoraggianti risultati ottenuti con il lavaggio trasversale, si passo a sperimentare tale soluzione anche su cilindri di diametro maggiore, indispensabili per soddisfare le crescenti richieste di potenza per la propulsione da parte degli Armatori, e dal 1911 fino al 1930 si realizzarono motori a due tempi con cilindri caratterizzati da valori dell alesaggio pari a 600 mm, 680 mm, 760 mm e via via crescenti fino a 900 mm. Fino agli inizi degli anni 40 del secolo scorso, sempre allo scopo di incrementare la potenza erogata da una singola unità, si realizzarono anche motori a doppio effetto caratterizzati dalla particolarità di utilizzare come superficie di lavoro sottoposta alla pressione dei gas combusti,anche la faccia inferiore dello stantuffo. In figura. si riportano le sezioni longitudinale e trasversale del motore a due tempi a doppio effetto di CV costruito dalla FIAT ed installato nell immediato dopoguerra, in ben quattro unità gemelle, sul transatlantico Augustus in considerazione delle elevate potenze richieste da tali tipi di navi. Dalla figura 4.3. si nota l'ingombrante pompa di lavaggio, costituita da tre elementi in parallelo di diametro addirittura superiore a quello dei cilindri motori, nonché le generose dimensioni dell asta dello stantuffo che inevitabilmente sottrae spazio utile alla carica fresca che viene introdotta nella camera inferiore del cilindro. 101

102 Fig.4.3. Sezioni longitudinale e trasversale di motore a due tempi a doppio effetto realizzato dalla FIAT l. Pompa aria di lavaggio ai cilindri. Si osservi in proposito che, in un motore diesel, l asta dello stantuffo non può essere sottile come quella dello stantuffo di una motrice alternativa a vapore sia perché e sottoposta a maggiori sollecitazioni meccaniche e termiche, sia perché deve essere internamente cava per consentire la circolazione del liquido che raffredda lo stantuffo. A partire dal 1943 fu introdotta dalla Sulzer una nuova famiglia di motori contraddistinta dalla sigla SD, fortemente innovativi rispetto ai precedenti in quanto l ingombrante pompa di lavaggio installata ad una delle estremità del motore (figura 4.3) era stata sostituita da singole pompe di lavaggio più piccole disposte a lato del motore (figura 4.4)una per ciascun cilindro ed azionate, mediante leveraggi oscillanti, dal testacroce delle stantuffo di ogni singolo cilindro. Si attenuava in tal modo una riduzione dell ingombro longitudinale del motore, molto apprezzata quando se ne doveva prevedere l installazione a bordo di una nave. Anche i motori della serie SD erano muniti di doppia fila di luci di lavaggio con valvole automatiche di non ritorno sistemate nella fila più alta e furono costruiti fino al 1954 in numerosi esemplari e con cilindri caratterizzati da differenti valori del diametro. Di più larga diffusione risultò il motore SD72 (Tab 1) che, caratterizzato da un diametro di 720 mm e da una corsa di mm, erogava 514 kw/cil alla velocità di rotazione di 125 giri/min con una pme di 4,85 bar ed un consumo specifico di 216 g/kwh. 102

103 Fig.4.4. Sezione trasversale del motore Sulzer SD Pompa aria di lavaggio al singolo cilindro; 2. Leveraggi oscillanti Logica evoluzione della serie SD, furono i motori della serie RSD che si svilupparono intorno al 1954 e presentavano sostanziali differenze rispetto a quelli della serie precedente cosi come si evince dal confronto della figura.4.4 con la figura 4.5. nella quale si riporta la sezione trasversale del motore RSD76 del 1954 che, caratterizzato da un alesaggio di 760 mm e da una corsa di mm, erogava 736 kw/cil alla velocita di rotazione di 119 girl/min (Tabella1). Fig.4.5. Sezione trasvcrsale del motors Sulzer RSD Pampa aria di lavaggio al singolo cilindro; 2. Braccia rigido; 3. Piastra orizzantale; 4. Valvola rotante Dalla figura 4.5. si nota che la pompa di lavaggio, sempre azionata dal testacroce dello stantuffo, non riceve il moto attraverso leveraggi oscillanti ma da un più semplice ed affidabile braccio rigido e sempre dalla figura 4.5. appare chiaramente la presenza di una piastra orizzontale, attraversata 103

104 dall asta dello stantuffo, che isola il cilindro dal basamento del motore evitando che i gas di combustione, trafilando tra camicia del cilindro e pistone,possano raggiungere la sottostante camera del manovellismo. Per comprendere i motivi che spinsero i progettisti a prevedere la piastra di cui si é detto, bisogna ricordare che, negli anni immediatamente precedenti all introduzione di tale modifica, si era verificato un allarmante aumento di incendi e di esplosioni su motori di propulsione di costruttori differenti e di tipi generalmente in uso da molti anni e che in passato non avevano dato particolari noie al riguardo. Si dedusse pertanto che era sopraggiunta una causa, non legata ad un particolare tipo di motore, responsabile degli incidenti ricordati e tale causa fu individuata nell impiego sempre più generalizzateo, nei motori di propulsione, della nafta da caldaia in sostituzione del più costoso Marine Diesel Oil (MDO) e nel progressivo peggioramento della qualità di tale tipo di nafta devute ai nuovi sistemi di raffinazione del greggio, quali il cracking catalitico che, privilegiando la resa dei predotti leggeri, comportavano nel residuo della distillazione del petrolio, ovvero nella nafta da caldaia, un aumento della concentrazione dei prodotti pesanti e delle scorie. Per tale motivo le nafte da caldaia tendevano a bruciare in maniera meno completa del Marine Diesel Oil e quindi, a seconda delle stato del motore e delle condizioni di marcia, davano luogo alla formazione di morchie che scolavano e gocciolavano dalla parte inferiere delle camicie e, in mancanza di una parete di separazierie stagna tra il fondo delle camicie stesse e la camera del manovellismo, si mescolavano con l olio lubrificante in essa presente che non solo subiva un lento e pregressivo inquinamento, ma diventava fortemente corrosivo a causa dell acidità delle morchie per la presenza di acido solforico. I perni del manovellismo cominciavano allora ad usurarsi in maniera impropria e non appena avevano raggiunto un certo grado di scabrosità accadeva che i cuscinetti, specie quelli del piede di biella, che sono i più delicati, si riscaldavano in maniera eccessiva provocando la vaporizzazione dell olio lubrificante con conseguente possibilità di scoppi e di incendi. lnterponendo dunque una parete di separazione orizzantale a tenuta stagna tra il fondo dei cilindri e la sottostante camera del manovellismo, le morchie non potevano raggiungere il basamento e dovevano fermarsi sulla piastra dalla quale venivano rimosse ad intervalli regolari a mezzo raschiatura o getti di vapore. La presenza della paratia consentiva inoltre di realizzare lo stantuffo con un mantello meno alto e con uno stelo più lungo. 104

105 Nei motori SD, infatti, il mantello dello stantuffo doveva essere sufficientemente alto per peter tenere coperte le luci di lavaggio fino a quando lo stantuffo non avesse raggiunto il PMS alle scopo di evitare che l aria di lavaggio fluisce nel basamente. Nel caso dei motori RSD, a causa del mantello più corto, le luci di lavaggio venivano scoperte dallo stantuffo quando questo stava per raggiungere il PMS, ma l aria che fluiva attraverso di esse non peteva raggiungere la sottostante camera del manovellismo in quanto veniva bloccata inferiormente dalla paratia orizzontale e superiormente dalla faccia inferiore dello stantuffo che, nel suo movimento di discesa verso il PMI, esercitava anche un utile azione di compressione sull aria di lavaggio intrappolata. Un'ulteriore differenza tra i motori della serie SD e quelli della successiva serie RSD consisteva, nell abolizione, sui motori RSD, della fila più alta delle luci di lavaggio, con la censeguenza che le luci di scarico risultavano più alte di quelle di lavaggio. Tale aboliziorie si era resa necessaria in quanto l uso diffuso delle nafte da caldaia comportava intasamenti e depositi inaccettabili, da parte delle morchie di cui si e detto precedentemente, sulle valvole automatiche di non ritorno necessariamente presenti nelle tubazioni di lavaggio quando le luci di lavaggio sono più alte di quelle di scarico. L abolizione della fila più alta delle luci di lavaggio rese però necessaria l introduzione, a valle delle luci di scarico di ciascun cilindro, di una opportuna valvola, in genere di tipo rotante che, azionata meccanicamerite dall albero motore, occludeva la tubazione di scarico quando lo stantuffo, nella sua corsa verso il PMS, aveva coperto le luci di lavaggio ma non ancora completamente quelle più alte di scarico, evitando in tal modo che un aliquota di carica fresca andasse dispersa attraverso lo scarico del cilindro. Nella figura 4.6. si riporta lo spaccato di un motore diesel a due tempi i cui cilindri sono muniti di valvola rotante e caratterizzato dalla particolarità che circa un terzo dell aria di lavaggio viene compressa nella tradizionale pompa, di dimensioni ovviamente piu contenute, mentre i rimarienti due terzi vengono compressi nel volume sottostante a ciascuno stantuffo e compreso tra la faccia iriferiore di questo e la paratia di contenimento delle morchie. 105

106 Fig.4.6. Spaccato di motore diesel a due tempi con cilindri muniti di valvola rotante azionata meccanicamente. 1. Pompa di lavaggio; 2. Aria compressa sotto lo stantuffo; 3. Tubazione di scarico; 4. Meccanismo azianame- nto valvola fluttante. Qui a fianco é riportata, ingrandita, la valvola rotante inserita nella tubazione di scarico di ciuscun cilindro. 106

107 Nella seguente figura 4.7.a, b, c, d si mostra il funzionamento della valvola rotante. La figura 4.7a. che fa riferimento al tratto iniziale della corsa del pistone verso il PMS, mostra che nella camera sottostante il pistone si crea una depressione per effetto della quale si ha introduzione di aria fresca; nel volume sovrastante il pistone, poiché si e all inizio della corsa di risalita, saranno aperte sia le luci di lavaggio che quelle più alte di scarico e dunque avrà luogo il lavaggio con espulsione dei gas combusti attraverso la tubazione di scarico, trovandosi la valvola rotante in posizione di apertura. Continuando la sua corsa verso il PMS, il pistone copre prima le luci di lavaggio, piu basse di quelle di scarico, per cui la valvola rotante ruota (figura 4.7b) occludendo la tubazione di scarico ed impedendo alla carica fresca di immettersi nel collettore di scarico. Nella camera inferiore continua ad affluire aria richiamata dalla depressione creata sempre dal movimento ascendente del pistone. A cavallo del PMS hanno luogo l iniezione del 107

108 combustibile e la combustione, cui segue la discesa del pistone verso il PMI che realizza la fase iniziale dell espansione (figura. 4.7c). La valvola rotante comincia a girare per far si che la tubazione di scarico sia completamente sgombra quando il pistone, procedendo verso il PMI, scoprira la luce di scarico. Nella camera inferiore sta avendo luogo la compressione dell aria introdotta nella corsa precedente che, volta compressa, abbandonera, attraverso le valvole automatiche, la camera sottostarite il pistone (figura 4.7c) e si mescolera con l aria compressa dalla tradizionale pompa di lavaggio per effettuare il lavaggio del cilindro (figura 4.7d) quando il pistone, proseguendo la sua corsa verso il PMI, avra scoperto sia le luci di scarico che quelle di lavaggio. Si precisa che, in tali tipi di motori, era molto importante tenere pulita dalle morchie la paratia di separazione tra la camera del manovellismo e la zona sotto stante al pistone in quanto le grandi quantità di aria compressa preseriti a temperatura tra 170 C e gli 80 C, potevano alimentare l'incendio delle morchie stesse causato da qualche scintilla passata al disotto dello stantuffo attraverso le fasce elastiche. L incendio faceva diventare incandescente la paratia di separazione con conseguente vaporizzazione dell olio lubrificante che, dalla camera del manovellismo, veniva spruzzato sulla parte inferiore della paratia. In tal modo l'olio vaporizzava e si gassificava, dando luogo ad una miscela esplosiva con conseguenze facilmente immaginabili. Per quanto riguarda infine i pesi, c e da dire che i motori della serie RSD risultavano più leggeri di circa il 15% 18% rispetto ai corrispondenti della serie RS grazie alla costruzione saldata per il basamento e per i montanti realizzati in lamiera saldata e non in ghisa fusa come quella dei motori della serie RS. 108

109 2.Evoluzione del motore a due tempi sovralimentato Sui motori che seguirono quelli della serie RSD fu introdotta la sovralimeritaziorie mediante turbosoffiante ad impulsi ed il primo motore a due tempi Sulzer sovralimentato, destinato alla propulsiorie navale, entrò in esercizio, sempre nel 1954, contemporaneamente a quelli della serie RSD non sovralimentati. Si trattava di un motore della vecchia serie SD e precisamente del SD72 che, modificato con l'aggiunta di una turboscffiante ad impulsi di pressione, venne contraddistinto con la sigla SAD72 (figura 4.8). 2.1.Turbosoffiante Visti i risultati soddisfacenti ottenuti con la sovralimentazione dei motori SD, si passò, dopo circa un anno, a sovralimentare anche i motori della serie RSD e nel 1955 fu commercializzato il motore RSAD76 (figura 4.9) che derivava dal motore RSD76. Dal confronto delle due figure si nota, sul motore RSAD76 (figura 4.9), l ovvia aggiunta della turbosoffiante ad impulsi, ma la sorprendente eliminazione della pompa di lavaggio la cui funzione indispensabile e stata ora messa in evidenza quando si é illustrato il motore SAD72 di (figura 4.8). In effetti, nonostante l assenza della pompa di lavaggio, il motore RSAD76 non aveva difficoltà di funzionamento, in particolare all avviamento ai bassi carichi, in quanto tale motore prevedeva la paratia di separazione tra cilindro e camera del manovellismo che consentiva alla superficie inferiore e del pistone di fungere da pompa di lavaggio, come risulta evidente dalla figura. che si riferisce per l appunto al motore RSAD

110 Fig.4.8. Sezione trasversale del motore Sulzer SAD72 sovralimentato ad impulsi di pressione. 1. Turbosoffiate Fig.4.9. Sezione trasversale del motore Sulzer RSAD76 sovralimentato ad impulsi di pressione. 1. Turbosoffiate 110

111 All avviamento infatti, quando la turbosoffiante e inattiva, una certa quantità di aria viene richiamata dalla depressiorie creata dal moto del pistone verso il PMS e, dopo aver attraversato il compressore centrifugo 1 e le valvole di non ritomo 2, viene compressa, durante la corsa del pistone verso il PMI, per essere successivamente immessa nel cilindro quando il pistone scopre le luci di lavaggio.figura 4.10 A regime, per garantire il desiderato grado di sovralimentazione, la pressione conferita all aria dalla turbosoffiante veniva incrementata, cosi come accadeva per il motore SAD72, dall azione del pistone. Fig Modalità di funzionamento ai bassi carichi di un cilindro del motore Sulzer RSDA Compressore centrifugo; 2. Valvola di non ritorno; 3.Valvola rotante; Anche in questo caso, cosi come accaduto per i motori della serie SD, le prestazioni del motore sovralimentato risultarono nettamente migliori di quelle del corrispondente motore non sovralimentato come si può dedurre dal valore della pme, passata da 5,26 bar a 6,83 bar (Tabella 1), con un aumento del 30% circa, e dal valore della potenza erogata da ciascun ciliridro che passava da 736 kw a 953 kw. La pressione massima di combustione, raggiungeva i 59 bar. I tempi erano dunque maturi per realizzare un motore per il quale la sovralimentazione fosse prevista all origine, in sede di progetto, e non costituisce più una specie di retrofitting cosi come lo era stato per i motori delle serie SD ed RSD. Fu cosi che nel 1959, sempre realizzato dalla Sulzer, entro in esercizio il motore RD90 (figura.4.11) per il quale la sovralimentazione, sempre ad impulsi di pressione, era stata prevista in sede di progetto. 111

112 Caratterizzato da un alesaggio di 900 mm (Tabella 1), da una corsa di m e da una pme di 8,65 bar, erogava kw/cil e dunque nella versione a dodici cilindri poteva disporre di una potenza di bhp ( kw). Munito di valvola rotante e di paratia orizzontale di separazione tra cilindro e camera del manovellismo, era sprovvisto di apposita pompa di lavaggio in quanto si avvaleva della compressione esercitata sull aria di lavaggio dalla supcrficie inferiore del pistone. I motori RD, che erano disponibili con cilindri di alesaggio di 440 mm, 560 mm, 680 mm, 760 mm e 900mm, ebbero una qual ccrta diffusione hella propulsione navale e furono commercializzati per più di dieci anni. Fig Sezione trasversale del motore Sulzer RD90 progettato per essere sovralimentato ad impulsi di pressione I migliramenti registrati nelle prestazieni dei motori sevralimentati, sia di quelli sui quali la sovralimentazione era stata aggiunta in un secondo momento (motori SAD e RSAD) sia di quelli sui quali la sevralimentazione era stata prevista in sede di pregetto (motori RD), avevano fatto intuire che la strada da intraprendere per ettenere ulteriori perfezionamenti dei moteri diesel a due tempi, sia per quanto riguardava la potenza per unità di cilindrata sia per quanto riguardava il consumo specifico di combustibile, fosse quella di sviluppare e di perfezionare ulteriormente il sistema di sovralimentazione a gas di scarico. Tali perfezionamenti avrebbero comportato un 112

113 incremento della pme, con censeguente aumento della potenza specifica, ed un aumento della pressione massima di combustione, con conseguente aumento del rendimento e diminuzione del consumo specifico di combustibile. Si era peraltro consapevoli che tali benefici sarebbero stati accompagnati da grandi difficoltà, connesse alla soluzione dei problemi creati dalle elevate pressioni che la sovralimentazione avrebbe comportato a tutti gli organi del motore, con particolare riferimento a quelli che costituiscono il cilindro, nel quale tali maggiori pressioni si sviluppano, come stantuffi, camicie, testate e agli organi meccanici di trasmissione e di trasformazione del moto quali bielle, alberi a manovella e cuscini. Per quanto riguarda gli stantuffi, le camicie e le testate, essi devono essere dimensionati per resistere, oltre che alle più alte sollecitazioni derivanti dalle maggiori pressioni dei gas combusti, anche alle maggiori sollecitazioni originate dal maggiore gradiente termico che si determina attraverso le pareti degli organi suddetti, per la maggiore quantità di calore che attraversa tali pareti in relazione al maggiore carico termico del motore, la concomitanza delle due sollecitazioni, dovute una alla pressione dei gas e l altra al gradiente termico, rende particolarmente difficile la pregettazione degli organi in questione per effetto delle esigenze contrastanti delle due sollecitazioni quella della pressiene, che richiede un aumento degli spessori, e quella devuta al gradiente termico, che richiede una diminuzione degli spessori stessi. Gli organi meccanici, come biellismi e alberi a manovella, devono essere proporzionati in modo da sopportare, con sollecitazioni ammissibili, i maggiori carichi originati dalle più elevate pressioni che si sviluppane nel cilindro, ma la vera difficoltà censiste nella necessità di realizzare organi nei quali le deformazioni elastiche sotto sforzo siano contenute entro valori estremamente piccoli, essendo questa la condizione essenziale per il loro corretto funzionamento. Infine, un problema estremamente importante e costituito dai cuscini di biella e di banco, dato che per una assegnata dimensione del cilindro non è possibile aumentare oltre un certo valore la superficie portante dei cuscini, come sarebbe invece necessario in relazione alle maggiori pressioni che agiscono nel cilindro; e quindi indispensabile poter disporre di nuovi metalli antifrizione di capacità portante netevolmente elevate. Tenendo ben presenti tali problematiche e procedendo quindi sulla strada del perfezionamento della sovralimentazione, un ulteriore, significativo passo avanti nello sviluppo del motore diesel a due tempi fu effettuato verso la fine degli anni 60, intorno al 1968, quando fu immesso sul 113

114 mercato, ancora dalla Sulzer, il motore RND105 (figura 4.12.), il primo ad utilizzare la sovralimentazione a pressione costante, resa possibile dagli incrementi registrati nei valori del rendimento delle turbosoffianti e nei valori della che rendevano proponibile la sostituzione della sovralimentazione ad impulsi con la più efficiente pressione costante. Fig Sezione trasversale del motore Sulzer RND105 sovralimentata a pressione costante. Nel motore RND105, come si vede in figura 4.12, non è presente la valvola rotante, non più necessaria con il nuovo tipo di sovralimentazione, con conseguente beneficio sull affidabilità e sulla sicurezza dell esercizio del motore poiché le valvole rotanti, continuamente investite dai gas combusti, sporchi e corrosivi, erano soggette a frequeriti problemi di sporcamento e di bloccaggio. Viene mantenuta infine la compressione dell aria di lavaggio nella camera sottostante al pistone per garantire il desiderato grado di sovralimentazione ed un lavaggio efficiente anche all avviamento ai e ai bassi carichi. 114

115 Il motore RND105, caratterizzato da un alesaggio di mm (Tab.1), da una corsa di mm e da una pme di 10,5 bar, erogava ben (2.940 kw/cil) ovvero un valore della potenza per unità di superficie del pistone pari a circa il doppio di quello di venti anni prima. Si precisa che i motori RND68 ed RND76 erano disponibili nelle versioni da cinque a dieci cilindri, il motore RND90 poteva essere fornito con un numero di cilindri da sei a dodici, mentre il motore RND105 era disponibile con un numero di cilindri da otto a dodici con una potenza massima erogata di kw. La pressione massima di combustione raggiungeva 84 bar, con modeste variazioni passando da un tipo di motore all'altro. La serie successiva introdotta nel 1976 e contradistinta dalla sigla RND-M, avvalendosi tra gli altri migliorameriti anche del sistema di raffreddamento tipo bore cooling portò un incremento del 15% circa della potenza per cilindro che passava cosi dai kw del RND90 (tabella 1) ai 2.465kW del RND90M A tale incremento di potenza faceva riscontro un incremento della pme, che raggiungeva i 12,30 bar, ed un aumento della pressione massima di combustione che passava da 84 bar a 94 bar mentre il consumo specifico di combustibile subiva una riduzione non trascurabile scendendo dai 208 g/kwh relativi al motore RN90 ai 203 g/kwh relativi al motore RND90M. 3.Diffusione del motore a due tempi e ulteriore sviluppo fino al 1985 Tra il 1973 ed il 1974 si registrarono due eventi che costrinsero bruscamente Armatori e Costruttori a chiedere e a realizzare navi di tipo diverso e che facilitarono enormemente la diffusione del motore diesel nella propulsione delle navi di grande tonnellaggio. - Nell autunno del 1973, in seguito alla guerra del Kippur scoppiata tra Israele ed Egitto, furono attuate delle misure restrittive da parte dei membri arabi aderenti all OPEC (Organization of Petroleum Exporting Countries) nei confronti di quei Paesi che appoggiavano la causa di lsraele. In particolare Iran, Irac, Kuwait ed Arabia Saudita portarono bruscamente il prezzo del petrolio da 2,72 dollari/barile a ben 11,65 dollari/barile, con un aumento del 320 % circa e furono subito imitati da altri Paesi aderenti all OPEC. - La crescita vertiginosa del prezzo del combustibile comportò di conseguenza una sensibile variazione percentuale nei costi complessivi di gestione della nave, cosi come riportato schematicamente in figura dalla quale risulta che i costi relativi al combustibile arrivarono a costituire addirittura il 75% del costo di esercizio. Figura

116 Fig Distribuzione percentuale, negli anni '70, dei costi di esercizio di una nave di elevato tonnellaggio (MAN B&W). Dunque a seguito di un così repentino aumento del prezzo dei combustibili, la risposta fu una ricerca di impianti di propulsione caratterizzati da alti rendimenti, ovvero da bassi valori del consumo ed i costruttori cominciarono a considerare, come obiettivo prioritario nello sviluppo del motore diesel, la riduzione del consumo specifico di combustibile e non più l aumento della potenza specifica (kw/cil). Nel frattempo però bisognava utilizzare i motori disponibili, il più recente dei quali, il RND90M immesso in esercizio solo qualche anno prima, era stato sviluppato purtroppo anteriormente alla crisi energetica del 1974, quindi senza particolare riguardo al contenimento dei consumi. L unico intervento, che allora poteva essere effettuato per ridurre immediatamente i consumi di combustibile, consisteva nell'abbassare sensibilmente la velocità di esercizio delle navi, con conseguente drastica riduzione della potenza necessaria alla propulsione. Si riducevano in tal modo i consumi totali di combustibile, anche se cresceva il consumo specifico dovendo funzionare l impianto di propulsione in condizioni piuttosto lontane da quelle di progetto. E furono proprio i più modesti valori della potenza richiesti per la propulsione, rientrati nella fascia dei valori erogabili dal diesel a due tempi, a dare finalmente a tale tipo di motore l'opportunità di competere con la turbina a vapore anche per la propulsione delle grosse tankers, delle bulk carriers e delle portacomainers. Va detto, comunque, che un ulteriore circostanza che favori il diesel nella sua competizione con la turbina a vapore andava individuata nel fatto che nel frattempo, grazie alla sovralimentazione sempre più efficiente, il diesel aveva conseguito un sensibile aumento della potenza specifica ed una significativa riduzione nell ingombro longitudinale e quindi nel peso. Si pensi che un diesel a due tempi a sei cilindri sovralimentato erogava la stessa potenza di un otto cilindri non sovralimentato, con un risparmio del 20% in lunghezza, del 15% circa in peso e di 3 4 g/kwh nel consumo specifico di combustibile. 116

117 Altro intervento per ridurre i consumi, però meno immediato, poteva consistere nel miglioramento del rendimento di propulsione conseguibile utilizzando eliche di diametro più elevato e caratterizzate da un minore valore della velocità di rotazione. Fig Influenza della velocità di rotazione sulle caratteristiche dell'elica di una nave di elevato tonellaggio. A riguardo, in figura si riporta l andamento delle caratteristiche dell elica, destinata ad una bulk carrier, in funzione della velocita di rotazione; si nota come, riducendo il numero di giri al minuto da 120 a 60, il rendimento subisce un incremento dell 11% con conseguente riduzione della potenza richiesta al motore, mentre il diametro ed il peso dell elica subiscono rispettivamente un incremento dell 80% e del 50%. E' evidente che, dopo la crisi energetica, lo sviluppo del motore a due tempi doveva tener conto sia dell esigenza di consumare sempre meno, sia dell esigenza di essere caratterizzato da velocità di rotazione più modeste in quanto, essendo accoppiato direttamente all elica, la riduzione della velocità di quest ultima comportava di conseguenza anche la riduzione della velocità del motore. In relazione a tale ultimo aspetto, per evitare che velocità di rotazione troppo basse comportassero inaccettabili riduzioni della potenza, fu necessario aumentare la cilindrata totale. Tale aumento fu ottenuto incrementando sensibilmente solo la corsa del pistone e diminuendo addirittura l'alesaggio, per evitare sollecitazioni inammissibili sul pistone e sull albero motore dovute ai valori della pressiorie massima di combustione che nel frattempo erano aumentati sensibilmente di pari passo con il rendimento. 117

118 Nacquero cosi, nel 1980, i motori a corsa lunga (C/D E 2,1) sempre con lavaggio a correnti ripiegate contraddistinti dalla sigla RLA seguiti, nel 1982, dai motori della serie RLB. Come prevedibile, essi erano caratterizzati, rispetto ai motori RND-M della serie precedente, da un incremento della potenza per cilindro della pme e della pressione massima di combustione. La variazione piu elevata si registrò però nel consumo specifico di combustibile che passava da 203 g/kwh per i motori della serie RND-M a 182 g/kwh per i motori della serie RLB (Tabella 1) con una riduzione superiore al 10% che non si era mai registrata nell evoluzione da una serie all altra di motori. Fig Motore Sulzer a corsa lunga della serie RTA a lavaggio unidirezionale con valvola di scarico in testa. 118

119 L obiettivo di ridurre il consumo specifico era stato raggiunto grazie al miglioramento della combustione, dovuto al maggior tempo disponibile conseguente alla diminuzione del numero di giri, all aumento del rendimento meccanico, dovuto alla riduzione di circa il 20% della velocità di rotazione (passata da 122 a 102 giri/min) e soprattutto agli aumentati valori del rendimento delle turbosoffianti. Per realizzare un ulteriore riduzione nel consume specifico di combustibile si migliorò ancora il rendimento propulsivo dell elica riducendo ulterior- mente il numero di giri con la conseguente riduzione del numero di giri del motore. Furono realizzati allora, nel 1984, motori cen velecità di rotaziene ancora più bassa ( giri/min) e quindi con una corsa ancora più lunga rispetto ai motori della serie RL. I nuovi motori Sulzer, caratterizzati da un rapporto C/D = 2,9 e contraddistinti dalla sigla RTA (figura 4.15.), presentavano sostanziali differenze rispetto ai motori della serie precedente in quanto gli elevati valori della corsa, mm per il motore RTA84 (tabella 1), imposero di abbandonare il lavaggio a cerrenti ripiegate per passare al più efficace lavaggio unidirezionale con valvola di scarico in testa (figura 4.15.). Si ricorda che con il lavaggio longitudinale, il quale necessita di più modeste quantità di aria occorrenti per tale operazione rispetto a quelle richieste dal lavaggio a correnti ripiegate, la turbosoffiante e in grado di fornire, da sola, il desiderato incremento di pressione all aria di lavaggio per cui non e più necessario integrare l azione della turbosoffiante né con la pompa di lavaggio, come accadeva per il motere SAD72 ne con la compressiene sotto il pistone, come si verificava per il motere RSAD76. Sono previste tuttavia una o più elettrosoffianti che intervengono solo all avviamento ed ai bassi carichi ma che vengono automaticamente escluse al disopra del 40% 50% del carico nominale. Dal diagramma di figura 4.16., ricavato sperimentalmente dalla Sulzer, si vede che, a parità di pressione massima di combustione, il lavaggio unidirezienale consente un risparmio nel consumo specifico di combustibile superiore a quelle censeguibile con il lavaggio a correnti ripiegate; tale risparmio cresce nel lavaggio unidirezionale fino a valori di C/D = 3 ed oltre mentre, con il lavaggio a correnti ripiegate, raggiunge un massimo in corrispondenza di un valore del rapporto C/D pari all incirca a 2,4 per poi decrescere all aumentare del rapporto C/D. 119

120 Fig Influenza del sistema di lavaggio sul consumo specifico di combustibile di un motore diesel a due tempi a parità di pressione massima di combustione. Si nota, nella testata del cilindro del motore RTA, la valvola di scarico di generose dimensioni la cui presenza ha comportato lo spestamento dell iniettore dalla posizione centrale; nel motore RTA si usano in genere due e tre iniettori disposti lungo una circonferenza. E' evidente che la forma della testa del pistone, passata da una configurazione cenvessa ad una concava, in seguite all aumentato valore della pressione di combustione passata da 118 bar a 125 bar. 4.Evoluzione del motore a due tempi dal 1985 ai nostri giorni Nel 1985 quindi,sempre con lo scopo di ridurre i consumi di combustibile, furono presentati i motori a corsa superlunga serie RTA84M Sulzer con un rapporto corsa/diametro 3,5 e con velocità di rotazione di appena 56 giri/min, con potenze erogabili, superiori ai kw, sia per quanto riguardava il consumo specifico di combustibile valutabile in 170 g/kwh.tale valore infatti, in considerazione della circostanza che il potete calorifico inferiore dell Heavy Fuel Oil utilizzato é pari a kj/kg, fomiva un valore del rendimento globale = 3.600/(0, ) 0,50 nettamente superiore a quello degli impianti sia con turbina a vapore che com turbina a gas destinati alla propulsione navale. A partire dal 1985 dunque, i progettisti, pur senza mai rinunciare ad ottenere ulteriori riduzioni dei consumi, rivolsero la loro attenzione, in via prioritarià, alla: - riduzione del costo iniziale del motore, conseguibile attraverso l incremento della potenza erogabile da ciascun cilindro; in tal modo, a parità di potenza complessivamente erogata, si 120

121 riduceva il peso del motore e quindi il suo costo. L incremento della P/cil poteva essere ottenuto aumentarido essenzialmente la pme e la di combustione ed, in una certa misura, la velocità media del pistone; - riduzione del costo della manutenzione, aumentando il TBO (Time Between Overhaul) che fu portato a circa due anni il che sighifica a ore di funzionamento. Tale incremento fu ottenuto essenzialmente riducendo l usura delle camicie dei ciliridri, portata a 0,03 mm per ogni mille ore di funzionamento, e quella delle fasce del pistone, contenuta in 0,2 mm per ogni mille ore di funzionamento; - riduzione delle emissioni degli ossidi di azoto N curando in particolare la disposizione e la forma dei fori praticati sugli iniettori del combustibile nonché la durata e la fasatura dell iniezione stessa; -aumento della durata e dell affidabilita del motore. Per quanto riguarda il consumo specifico di combustibile, questo poteva essere ulteriormente ridotto, sia pur in misura percentualmente modesta, attraverso l aumento della pressione massima di combustione, il miglioramento del rendimento delle turbosoffianti di sovralimentazione e l ulteriore aumento del rapporto C/D che consentiva, a parità di velocità media del pistone, un aumento del rendimento di propulsione grazie alla riduzione della velocità di rotazione del motore e quindi dell elica. Si osservi che l aumento della potenza erogabile da ciascun cilindro era richiesto non solo, come prima ricordato, per ridurre il peso e quindi il costo del motore, ma ariche dagli Armatori, sempre alla ricerca di motori più potenti per soddisfare essenzialmehte le esigenze delle partacontainers, sia a causa della loro capacità di carico sempre crescente, sia a causa della elevata velocità di navigazione, in qualche caso superiore a nodi, che caratterizza tale tipo di navi. Negli ultimi quindici anni del secolo scorso, ebbe luogo dunque un graduale aumento della potenza/cilindro, peraltro ancora in atto, che passava dai kw/cil del motore Sulzer RTA84M del 1985 ai kw/cil del motore Sulzer RTA96C (Tabella. 1) che nell anno 2000 fu il primo motore ad essere commercializzato hella versione a quattordici cilindri in linea (figura 4.17) in grado di erogare kw, sufficienti a far navigare una portacontainers da TE U alla velocità di 25 nodi. Tale motore fu seguito, nell anno 2005, dal motore MAN B&W K1 08ME-C, a controllo elettronico, con kw/cil (Tabella. 1) che, nella versione a quattordici cilindri in linea, 121

122 erogava ben kw ed era utilizzabile su portacontainers ancora pù grandi, fino a TEU, o più veloci. Il passaggio dai kw/cil del motore RTA84M del 1985 ai kw/cil, praticamente il doppio, del motore K1 08ME-C del 2005 era stato ottenuto attraverso un aumento di circa il 10% della pme, passata da 16,56 bar a 18,20 bar (Tabella. 1), un aumento di circa il 20% della velocità di rotazione, passata da 78 giri/min a 94 giri/min ed un aumento di circa il 50% della cilindrata passata da 1,6071 /cil a 2,4368 /cil conseguito solo con l aumento dell alesaggio da 840 mm a mm essendo stata ridotta la corsa da mm a mm. Proprio tale riduzione della corsa limitava al 10% soltanto l aumento della velocità media del pistone, da 7,54 m/s a 8,33 m/s, e quindi delle sollecitazioni meccaniche da esso derivanti, nonostante l'incremento della velocità di rotazione piuttosto cospicuo e pari, come visto precedentemente, al 20% circa. I consumi specifici di combustibile si mantenevano praticamente inalterati, su valori compresi tra 171 g/kwh e 170 g/kwh in quanto le riduzioni derivanti dai più elevati valori della pressione di combustione venivano neutralizzate dai leggeri incremeriti conseguenti alle modifiche apportate al motore per consentire il contenimento degli. Fig Vista laterale del motore Sulzer a quattordici cilindri RTA 96C. P = kw; L = 27,31 m; h = 13,54 m. 4.1.Il problema della flessibilità dei motori navali. L'avvento dell'elettronica Nel periodo temporale che si sta considerando, le case costruttrici, sulla base delle richieste degli armatori, realizzarono motori che fossero adatti alla propulsione di specifiche navi, che avevano esigenze particolari, quali ad esempio le petroliere e le già citate portacontainers. Queste ultime, dotate di modesta profondità di immersione, devono utilizzare eliche di diametro contenuto che 122

123 richiedono pertanto velocità di rotazione più elevate, anche in considerazione delle alte velocità che tali navi devono raggiungere. Le petroliere, al contrario, caratterizzate da elevata profondità di immersione a causa dell elevato peso del greggio trasportato, utilizzano eliche di diametro maggiore che possono girare a velocità di rotazione più modesta, a tutto vantaggio del rendimento di propulsione, stante anche la velocità modesta (14,0 14,5 nodi) che tali navi devono raggiungere. Dunque che vennero realizzati motori caratterizzati da velocità di rotazione differenti, per soddisfare le esigenze dei differenti tipi di navi, ma con cilindri accomunati dallo stesso valore dell alesaggio mentre le corse erano diverse per mantenere la velocità media del pistone entro i limiti consentiti dai materiali. A titolo di esempio si citano tre motori costruiti da MAN B&W e commercializzati a partire dal 1994 con le sigle KSOMC-C, LSOM C ed S80MC (Tabella 1). A fronte di un alesaggio di 800 mm, uguale per tutti e tre i motori, le corse sono differenti e pari rispettivamente a mm per il motore K80MC-C a corsa corta (K : corsa corta ; C/D : 2,87), a mm per il motore L80MC a corsa lunga (L : corsa lunga ; C/D : 3,24) e a mm per il motore S80M C a corsa superlunga (S : corsa superlunga ; C/D : 3,82). I tre motori sono caratterizzati da velocità di rotazione pari rispettivamente a 104 giri/min, 93 giri/min e 79 giri/min, ma dallo stesso valore della velocità media del pistone, pari a circa 8 m/s, in quanto, in relazione a tale parametro, passando dal motore più lento a quello più veloce, si realizza una opportuna riduzione della corsa che neutralizza l aumento della velocità media del pistone che i più elevati valori della velocità di rotazione avrebbero comportato. Alla luce di quanto esposto, è immediato concludere che i motori più veloci, ovvero quelli a corsa corta contraddistinti dalla lettera K, vengono utilizzati per la propulsione delle portacontainers mentre quelli più lenti, ovvero quelli a corsa superlunga, contraddistinti dalla lettera S, vengono utilizzati più convenientemente sulle petroliere. Prima di concludere la descrizione dello sviluppo fino ai nostri giorni del motore diesel a due tempi,e opportuno osservare che, se si ripercorre rapidamente lo sviluppo registrato dal diesel a due tempi nel secolo scorso, si nota come, all incirca ogni venti anni, sia stata introdotta una innovazione tecnologica di grande rilevanza che ogni volta ha aperto al diesel nuovi orizzonti e nuove prospettive di sviluppo. Tale circostanza si é verificata, ad esempio, nel passaggio dall iniezione pneumatica del combustibile a quella meccanica, dalla costruzione bullonata a quella saldata, nell utilizzazione della nafta da caldaia come combustibile, nell introduzione della sovralimentazione a pressione costante, nell introduzione infine dei motori a corsa superlunga. 123

124 La più recente innovazione tecnologica che ancora una volta apre al motore diesel brillanti prospettive di sviluppo e sulla quale sarà appuntata l attenzione di progettisti e costruttori per i primi decenni di questo secolo, consiste nell introduzione dell elettrone nella gestione e nel controllo del motore. In effetti, per comprendere i motivi che hanno indotto i progettisti a sperimentare l introduzione dell elettronica nella gestione e nel controllo di alcuni sistemi essenziali per il funzionamento del motore diesel quali, ad esempio il sistema di alimentazione del combustibile, e opportuno ricordare che la riduzione del costo di esercizio di un motore, obiettivo di interesse primario per Armatori e Costruttori, si ottiene essenzialmente attraverso la riduzione del consumo specifico di combustibile non solo al carico di progetto, ma soprattutto ai carichi parziali ed ai bassi carichi in quanto proprio in tali condizioni di funzionamento si registrano consumi specifici sensibilmente superiori a quelli che si hanno nelle condizioni di progetto. Per poter ottenere consumi soddisfacenti anche ai carichi parziali e pero indispensabile modificare, a seconda del carico del motore, la fasatura del sistema di iniezione del combustibile e la sua velocità di iniezione nonché gli istanti in cui si apre e si chiude la valvola di scarico unitamente al tempo durante il quale essa deve rimanere aperta. Quando la pompa di iniezione del combustibile e la valvola di scarico sono azionate meccanicamente da un albero a camme, le modificazioni possono aver luogo solo in un campo piuttosto ristretto per cui il problema della riduzione dei consumi ai carichi parziali non viene risolto in maniera soddisfacente, contrariamente a quanto si verifica quando gli aziona menti della pompa del combustibile e della valvola di scarico vengono effettuati mediante un sistema elettronico, la cui elevatissima flessibilità non e neanche confrontabile con quella di un sistema meccanico, condizionato quest ultimo dal profilo delle camme, dall angolo di camma e dalla loro alzata. E' evidente che l elettronica, una volta introdotta nella gestione del motore, può essere utilizzata anche per altri servizi quali, ad esempio, l immissione della giusta quantità di olio lubrificante nei cilindri, in base alla quantità di combustibile iniettata nel cilindro ed alla percentuale di zolfo in esso contenuta, ogni volta che il pistone ha effettuato un assegnato numero di corse; anche la distribuzione ai cilindri per l aria di avviamento del motore e l inversione del moto possono essere realizzati per via elettronica. I vantaggi, dunque, derivanti dall introduzione dell elettronica in un motore diesel a due tempi possono cosi riassumersi: 124

125 - riduzione del consumo specifico di combustibile ai carichi parziali attraverso il mantenimento della pressione massima di combustione, anche in tali condizioni di funzionamento, a valori prossimi a quelli che si realizzano a carico nominale. Tale obiettivo si raggiunge, tra l altro, anticipando, ai carichi parziali, la chiusura della valvola di scarico. Molto importante e anche il mantenimento della pressione di iniezione agli stessi valori che si raggiungono al carico di progetto; Fig Motore Sulzer della serie RTA (a sinistra) e Sulzer a comando elettronico (a destra). Si noti, per quest ultimo, l assenza della pompa di iniezione, dell albero a camme e dei rotismi per il suo azionamento. 1. Pompa di iniezione; 2, Albero a camme e servomotore; 3. Rotismi di azionamento albero n camme; 4. Common rail; 5. Unità elettronica di controllo; 6. Pompa combustibile. - Riduzione del peso del motore, valutabile in circa 3 t/cilindro nel caso di alesaggio pari a 600 mm, grazie all assenza del lungo albero portante le camme destinate all azionamento delle pompe del combustibile e delle valvole di scarico. Un ulteriore riduzione di peso e dovuta all eliminazione dei meccanismi, quali rotismi nei motori Sulzer (figura 4.18) e catena nei motori MAN B&W, che trasmettono il moto dall albero motore all albero a camme ed all assenza dei servomotori per la marcia indietro - Riduzione delle emissioni inquinanti allo scarico, in particolare degli, curando opportunamente la fasatura dell iniezione del combustibile, e consistente abbassamento della fumosità allo scarico anche ai bassi carichi e alle modeste velocità di rotazione potendosi realizzare, anche in tali condizioni di funzionamento, elevate pressioni di iniezione che garantiscono una soddisfacente polverizzazione del combustibile ed una combustione efficiente. E' possibile inoltre inviare a turno ad un unico iniettore, anziché ai due o tre iniettori solitamente alloggiati nella testata di ciascun cilindro, le modeste quantità di combustibile richieste ai bassi carichi da ciascun cilindro 125

126 - realizzazione di una uniforme distribuzione del carico termico ai cilindri grazie alla possibilità di dosare esattamente la stessa quantità di combustibile a ciascun cilindro con conseguente allontanamento del rischio di una manutenzione prematura non programmata. Ciò comporta un valore del TBO più elevato, fino a tre anni, che corrisponde a ore di funzionamento, con la conseguente riduzione dei costi di manutenzione -accelerazioni più rapide, grazie alla possibilità di aprire in anticipo la valvola di scarico quando bisogna fronteggiare un brusco aumento del carico. -aumentata manovrabilità della nave in quanto il motore funziona senza irregolarità anche alla velocità di soli giri/min il che e molto importante nei lunghi avvicinamenti ai porti o quando si naviga lungo un fiume uno stretto canale in particolare quando il motore, come sovente accade, aziona un elica a passo fisso. -aumentata rapidità nell inversione di marcia e quindi aumentata sicurezza, venendosi a ridurre i tempi di crash stop. 126

127 5.Costituzione di un motore a due tempi In relazione a tale argomento va detto, in via preliminare, che i motori diesel a due tempi realizzati dalle Case costruttrici che detengono il monopolio mondiale nel settore, vale a dire MAN B&W, WARTSILA e, più staccata, MITSUBISHI, non differiscono tra di loro in maniera sostanziale cosi come si evince dal confronto delle figure 4.19 e 4.20 che riportano rispettivamente la sezione trasversale di un motore MAN B&W e di un motore Wartsila commercializzati in numerosi esemplari. Fig Sezione trasversale del motore diesel a due tempi MAN B&W S60MC. 1. Carter; 2. Diaframma; 3. Tenuta asta stantuffo; 4. Luci di lavaggio; 5. Albero a camme; 6. Attuatore idraulico della valvola di scarico; 7. Canna cilindro raffreddata con sistema bore-cooling; 8. Stantuffo raffreddato ad olio; 9.Valvola di scarico; 10. Alette di rotazione valvola di scarica; 11. Tubazione aria compressa per chiusura valvola di scarico ;12. Uscita acqua di raffreddamento; 13, Collettore gas di scarico; 14. Tubo Venturi per la trasformazione dell' energia cinetica dei gas di scarico in energia di pressione; 15. Turbosoffiante; 16. Collettore aria lavaggio; 17. Ingresso olio lubrificazione testacroce e raffreddamento stantuffo; 18. Tirante. 127

128 Fig Sezione trasversale: del motore diesel a due tempi Sulzer RTA84. 1.Ingresso olio lubrifcazione cuscini;2.ingresso olio lubrifcazione testacroce; 3. Diaframma; 4. Valvole di non ritorno; 5. Collettore aria lavaggio; 6.Refrigeratore aria lavaggio; 7. Collettore gas cli scarico; 8. Turbosoffante; 9. Fluido comando attuatore apertura valvola di scarico; 10. Tubazione alta pressione cli adduzione combustibile all iniettore; 11. Valvola di scarico; 12. Canna cilindro raffreddata con sistema bore cooling; 13. Acqua raffreddamento involucro cilindro; 14. Luci di lavaggio; 15. Stantuffo raffreddato ad acqua con il sistema bore cooling; 16. Tenuta asta stantuffo; 17. Pompa iniezione combustibile; 18. Albera a camme; 19. Scarico olio sporco; 20. Ingresso acqua raffreddamento stantuffo; 21. Uscita acqua raffreddamento stantuffo. È immediato riscontrare su entrambi i motori la presenza del lavaggio unidirezionale con valvola di scarico in testa azionata dall'albero a camme. Un 'altra caratteristica comune, non solo ai due motori diesel cui si fa riferimento ma a tutti i motori diesel a due tempi oggi sul mercato è la sovralimentazione a pressione costante realizzata mediante turbosoffiante a gas di scarico in grado da sola, grazie agli elevati valori del rendimento raggiunti da quest ultima, di fornire in condizioni di regime il desiderato incremento di pressione all aria di lavaggio. Motori con elevato numero di cilindri sono provvisti di due o tre turbosoffianti che operano in parallelo alimentando ciascuna un gruppo di cilindri, mentre per motori con pochi cilindri (4 6) e di piccolo diametro ( mm) può essere sufficiente un unica turbosoffiante. Sono sempre previste una o due soffianti ausiliarie, comandate in genere da motore elettrico a giri/min, che intervengono automaticamente quando il carico scende al 30% 40% di quello nominale e certamente all avviamento o in fase di manovra in porto. 128

129 In tali condizioni, infatti, i gas di scarico, per il modesto valore della loro temperatura, non sono in grado di trasferire alla turbosoffiante il lavoro occorrente per comprimere l aria di lavaggio con il richiesto rapporto di compressione (2,8 3,5) ed è necessario pertanto l ausilio dell elettrosoffiante, sistemata in serie alla turbosoffiante, e poi esclusa quando il carico raggiunge il 40% 50% del valore nominale. Ai carichi più elevati, quando la portata dei gas di scarico e notevole e le temperature sono alte, il lavoro ceduto alla turbosoffiante può risultare eccessivo per conferire il desiderato incremento di pressione all aria di lavaggio ed é quindi possibile bypassare un aliquota dei gas di scarico, tramite un riduttore di giri, all albero motore principale; a quest ultimo viene quindi trasferito il lavoro meccanico ceduto dalla portata dei gas combusti bypassata. Gli attuali diesel a due tempi, inoltre, presentano una serie di problemi comuni che sono stati risolti dalle differenti Case costruttrici con tecniche molto simili, a volte addirittura uguali. Le elevate sollecitazioni, ad esempio, che si registrano durante la fase di combustione, richiedono spessori molto grossi per gli organi ad esse sottoposti, ma tali spessori mal si adattano alla necessaria esigenza dello smaltimento del calore e sono fonte di ulteriori sollecitazioni dovute alle differenze di temperatura cui sono sottoposti; si pensi che in camera di combustione le temperature variano da 50 C, durante la fase di lavaggio, fino a C circa durante la combustione. ll problema e stato risolto alla stessa maniera dai tre Costruttori citati realizzando stantuffi muniti internamente di fori ciechi nei quali si invia olio o acqua di raffreddamento (bore cooling) Altro aspetto in comune e la enorme rigidità che deve avere la struttura del motore, rigidità che non trova riscontro se paragonata a quella dei motori alternativi a vapore largamente usati in passato. Tali macchine non richiedevano elevata rigidezza strutturale in quanto l albero motore, a causa delle sollecitazioni modeste dovute ai limitati valori della pressione del vapore e alle contenute dimensioni dei cilindri di alta pressione, era tanto sottile da assorbire con naturalezza le deformazioni dello scafo che potevano arrivare fine a qualche centimetro su tutta la lunghezza dell albero stesso. Gli attuali diesel a due tempi, invece, a causa delle elevate sollecitazioni di cui si è detto ripetutamente, sono caratterizzati da alberi motore cosi grossi e rigidi nei quali, per assecondare le deformazioni dello scafo, nascerebbero intollerabili sollecitazioni analogo problema si avrebbe per i cuscini principali. La struttura del motore, allora, deve essere tanto rigida da proteggere l albero da deformazioni intollerabili ed allo scopo si rinforza la carena nella zona sottostante il motore, per un tratto che eccede la lunghezza del motore stesso, realizzando un letto rigido per l albero. 129

130 Anche i valori di numerosi parametri costruttivi e di funzionamento quali rapparto carsa/alesaggio, velacità media del pistone, pressione media effettiva, pressione massima di combustiane, potenza per cilindro sono molto vicini per le Case costruttrici citate. Alcune differenze possono invece essere riscontrate in alcune scelte costruttive, ad esempio l'azionamento dell albero a camme che prevede un sistema di rotismi sui motori Wartsila (figura 4.21 ) Fig Trasmissione del moto dall'albero a camme mediante rotismi.(motori Sulzer). 130

131 Mentre sui motori MAN B&W é prevista una catena di distribuzione (figura 4.22.); in entrambi i casi il moto e prelevato comunque dall albero motore. Anche il sistema di raffreddamento stantuffi può essere di tipo diverso, generalmente ad olio sui motori MAN B&W, mentre su alcuni motori Wartsila e ad acqua, su altri ad olio. Infine, il numero dei polverizzatori che si affacciano in camera di combustione e in genere pari a due per i motori MAN B&W, a tre per i motori Wartsila. Fig Trasmissione del moto dall'albero a camme mediante catena (motori MAN B&W). Ora che andremmo ad illustrare la costituzione di un motore diesel a due tempi faremmo riferimerito ad un determiriato motore rcalizzato da una certa Casa ricordando però che numerosi elementi costruttivi sono comuni anche a motori realizzati da altre Case. La struttura di un motore diesel a due tempi e costituita essenzialmente da un basamento in blocco singolo (figura 4.23) che costituisce la parte inferiore della struttura resistente e serve, con i suoi appoggi, all ancoramento del motore alle travi longitudinali dello scafo chiamate parammezzali. Esso e costituito schematicamernte da due longheroni longitudinali, uniti in senso 131

132 trasversale fra un cilindro e l altro da traverse rinforzate da nervature, che portano gli alloggiamenti dei cuscini di banco dell albero a manovelle e del reggispinta. La parte inferiore, a volte in lamiera saldata, ha generalmente la funzione di coppa per l olio e prende perciò la forma di una vasca; la parte superiore del basamento porta l'incastellatura che a sua volta sostiene i cilindri. 5.1.L'incastellatura dei motori a due tempi Nei motori di grandi dimensioni l incastellatura è costituita da elementi separati detti colonne o montanti (figura.4.23), dalla caratteristica forma ad A costruiti generalmente in acciaio fuso, e porta le guide per i pattini del testacroce. Fig Basamento, incastellatura e blocco cilindri di un motore diesel a due tempi. Sono previste larghe porte di ispezione per peter esservare la camera delle manovelle anche con motore in funzione, mentre dal lato scarico sono previste valvole di sfogo contro le esplosioni nel carter. Sull incastellatura sono sistemati i cilindri che, nei motori di grandi dimensioni, sono quasi sempre costruiti separati gli uni dagli altri; in questo caso i vari corpi sono rigidamente collegati fra di loro con flange o bulloni allo scopo di aumentare la rigidezza complessiva del motore (figura 4.23). I cilindri sono uniti all incastellatura con numerosi bulloni; a volte l unione basamento-incastellatura-cilindri può 132

133 essere realizzata a mezzo di lunghi tiranti che, partendo dal basamento ed attraversando l incastellatura per tutta la sua altezza, arrivano fino ai cilindri. Questo sistema, consentendo di scaricare i montanti dagli sforzi di trazione, viene adoperato quando l'incastellatura e realizzata in ghisa, poco adatta a resistere alla sollecitazione citata. Un apposito diaframma infine separa l'incastellatura dal blocco cilindri ed una efficiente tenuta intorno all asta dello stantuffo impedisce ai prodotti della combustione di raggiungere il basamento e di inquinare l olio lubrificante. 5.2.La costituzione dei cilindri e della testata Il cilindro si compone di tre parti e cioè la canna o cilindro interno di lavoro, l involucro esterno e la testata; l involucro esterno e la canna formano una intercapedine in cui circola l acqua di raffreddamento. Sul blocco cilindri sono sistemate le testate o coperchi cilindri (figura 4.24) pari al numero dei cilindri. Sono forgiate di pezzo con fori di raffreddamento e sede per la valvola di scarico sistemata in posizione centrale. Sulla testata sono disposti inoltre i polverizzatori in numero pari a tre, a volte anche quattro, la valvola di sicurezza, quella di avviamento ed un foro che funziona da spurgo e nel quale è possibile avvitare l'indicatore per il rilievo del ciclo indicato durante il funzionamento del motore. 133

134 Fig Testata cilindro, can valvola di scarico, dei motori Sulzer della serie RTA. 1. Punteria idranlica; 2. Pistone attuatore; 3. Iniettore raffreddato mediante circolazione di combustibile; 4. Testata cilindro raffreddata con sistema bore cooling; 5. Canna cilindro raffreddata con sisterna bore cooling; 6.Percorso acqua; 7. Involucro cilindro; 8. Bullone di collegamcnto; 9. Molla ad aria; 10. Supporto valvola; 11.Valvola di scarico; 12. Alette per consentire la rotozione della valvola di scarico;13. Seggio valvola raffreddato ad acqua; 14. Testa del pisrone raffreddata con sistema bore cooling; 15. Bullone. 5.3.La valvola di scarico La valvola di scarico che equipaggia i motori a due tempi a lavaggio unidirezionale richiede una attenta progettazione in quanto trattasi di un organo dotato di moto alterno, a contatto con gas caldi che contengono prodotti corrosivi provenienti dalla combustione di combustibili scadenti e deve inoltre garantire una tenuta perfetta nel tempo per evitare un decadimento delle prestazioni del motore. Attualmente tali valvole sono realizzate in genere con leghe (Nimonic 80) contenenti elevate percentuali di nichel che conferisce resistenza sia alle corrosioni che alle sollecitazioni termiche. Per mantenere la temperatura della valvola e della sede entro limiti (450 C circa) che evitino corrosioni, in particolar modo da parte del vanadio contenuto nel combustibile, la sede della valvola e opportunamente raffreddata con acqua. Figura Per evitare inoltre il pericolo di punti caldi e conseguenti bruciature, lo stelo della valvola e provvisto di alette (figura 4.25) che conferiscono alla stessa una rotazione di ogni qualvolta si realizza lo scarico, quindi ad ogni giro del motore. Ciò contribuisce a determinare un campo di temperature uniforme nella valvola e relativa sede. 134

135 Fig Particolare dalla valvola dei motori Sulzer RTA e percorso dell'acqua di raffreddamento. L apertura della valvola e realizzata oleodinamicamente mediante l albero della distribuzione, a sua volta mosso mediante ingranaggi dall albero motore mentre la chiusura avviene mediante aria compressa a 7 bar ed è coadiuvata da un sistema meccanico a molle. L apertura oleaclinamicn conferisce alla valvola un moto puramente assiale e pertanto non sono presenti le forze laterali che sarebbero sorte con un comando tradizionale ad aste e bilancieri; analogarnente, evitando di affidare la chiusura alla sola azione delle molle elicoidali, si eliminano le vibrazioni da queste prodotte e le conseguenti, dannose sollecitazioni. Allo stato attuale gli accorgimenti adottati nella progettazione della valvola di scarico, in particolare la scelta di materiali altamente resistenti, la rotazione intomo al proprio asse, il sistema di apertura e di chiusura di tipo pneumatico nonché il raffreddamento del seggio, hanno aumentato enormemente la durata di tale organo al punto che se ne effettua la sostituzione anche ogni ore di funzionamento con notevole economia di esercizio, in particolare tenendo conto che un motore può essere dotato anche di dodici cilindri ed oltre. 5.4.L'albero a camme Per quanto riguarda l albero a camme (figura 4.26) c é da dire che, nei motori a lavaggio unidirezionale, esso presenta un diametro sensibilmente più elevato di quello dei motori a lavaggio trasversale sia a causa dei carichi addizionali dovuti al comando dell apertura delle 135

136 valvole di scarico, sia soprattutto per la necessità di conferire un'elevata rigidezza torsionale allo scopo di evitare sfasature nei riguardi dell iniezione e dell apertura delle valvole. Fig Albero a camme per il comando delle pompe di iniezione e dell'apertura della valvole di scarico dei motori Sulzer RTA. 5.5.Lo stantuffo Lo stantuffo presenta solitamente la testa di forma convessa (figura 4.24), per la presenza nella testata della valvola di scarico e degli iniettori che si affacciano in camera di combustione. Per quanto attiene al raffreddamento, questo può essere effettuato utilizzando come fluido refrigerante acqua oppure olio. In quest ultimo caso l olio viene prelevato dal testacroce ed inviato al disotto della testa dello stantuffo attraverso l asta all interno della quale è sistemata anche la 136

137 tubazione di ritorno (figura 4.27). Si ricorda che con il raffreddamento ad acqua eventuali fughe del fluido refrigerarite possono inquinare l olio lubrificante. Fig Sezione trasversale del testacroce di uno degli stantuffi Sulzer della serie RTA a corsa supelunga con lo stantuffo raffreddato ad olio. 6.Sviluppo del motore diesel a quattro tempi e sua costituzione In via preliminare va detto che il motore a quattro tempi si é sviluppato prima del motore a due tempi in quanto, all epoca in cui si comincio ad impiegarlo per la propulsione navale, si aveva già su di esso un' espericnza di circa dieci anni maturata rielle applicazioni terrestri e cio rappresentava un notevole vantaggio per i motori marini per i quali la sicurezza di funzioriamento assume grande importanza. Lo sviluppo del motore diesel a quattro tempi nelle applicazioni navali ebbe luogo in particolare in conseguenza della necessità di realizzare macchine adatte per la propulsione di sommergibili, la cui costruzione cominciò ad estendersi nei primi anni del secolo scorso. Essendo escluso per tale tipo speciale di nave l impiego di macchirie a vapore, ed essendo poco raccomandabile quello di motori a benzina, si impose come unica soluzione l impiego del motore diesel che da pochi anni, come detto, si era affermato in costruzioni di tipo lento e pesante nel campo delle applicazioni industriali. Ma una significativa e rapida espansione del motore diesel a quattro tempi nella propulsione navale, in particolare del quattro tempi medium speed ( giri/min), si ebbe a partire dai primi anni del dopoguerra sia per la necessità di realizzare in tempi brevi rumerose navi destinate a sostituire quelle andate perdute in seguito agli eventi bellici, sia per la circostanza che negli anni 50 il trasporto via mare di merci e di passeggeri subì profonde modificazioni dovute 137

138 all introduzione di nuovi tipi di navi destinate a servizi specifici che sostituirorio gradualmente le generiche navi da carico ed i grossi trarisatlantici. Ci si riferisce in particolare alle navi portacontainers, che rivoluzionarono sostanzialmente le modalità di trasporto per un elevatissimo numero di merci, alle navi roll on/roll off alle alle Fast Reefer Ships (navi veloci refrigerate), ai traghetti per trasporto auto e passeggeri, alle navi da crociera ed alle navi per il trasporto auto. Tali mezzi, a causa delle elevate velocità richieste, perlomeno al loro apparire, necessitavano di impianti motori potenti che però dovevano trovare spazio il piu delle volte in una sala macchine angusta, in particolare limitata in altezza, e quindi poco adatta per i motori a due tempi con testacroce; va considerato inoltre che le carene delle navi citate, caratterizzate da modeste profondità di immersione, potevano ospitare eliche di diametro non elevato che richiedevano di conseguenza velocità di rotazione piu alte di quelle relative al due tempi. Le esigenze richieste potevano essere tutte soddisfatte dal motore diesel a quattro tempi, purchè opportunamente sviluppato. Infatti, data la notevole potenza unitaria erogabile da un motore a quattro tempi ad elevato numero di cilindri e possibile, ricorrendo ad apparati plurimotori, raggiungere potenze in grado di soddisfare qualunque richiesta. E' evidente però che i vantaggi nell ingombro e nel peso offerti da questi motori non avrebbero, da soli, consentito il loro pieno successo per le sopracitate applicazioni, se non fosse stato possibile risolvere contemporaneamente anche altri problemi che diventarorio addirittura assillanti dopo la crisi energetica del 74 ed in particolare: - utilizzare combustibili scadenti di elevata viscosita e densita, senza però compromettere l'affidabilita e contenendo comunque le usure entro limiti accettabili; - contenere i consumi, sia di combustibile che di lubrificante, entro livelli ragionevoli. - funzionare con costi e tempi di manutenzione comparabili con quelli degli altri tipi di motori usati per gli stessi impieghi. In un primo momento quindi, a partire dagli amii 50, lo sviluppo del motore a quattro tempi fu indirizzato verso il raggiungimento di elevate potenze per cilindro, allo scopo di avere elevate concentrazioni con bassi valori del rapporto peso/potenza, mentre il contenimento dei consumi non era preminente oggetto di studio; dopo la crisi energetica, si ebbe invece un inversione di tendenza nel senso che la progettazione dei nuovi motori fu orientata in maniera da privilegiare altri parametri, primo fra tutti il consumo specifico di combustibile, e tesa alla possibilita di utilizzare, senza ridurre peraltro gli intervalli di manutenzione, combustibili scadenti. 138

139 Per realizzare ciò, in considerazione del fatto che nei motori a quattro tempi il periodo destinato alla combustione e molto breve a causa delle più alte velocità di rotazione rispetto al due tempi, si è reso necessario migliorare il sistema di iniezione, passando a pressioni superiori a bar, fino a bar, e ridurre i fori dei polverizzatori, opportunamerite raffreddati, in modo da contenere il diametro delle gocce di combustibile in 20 ; in tal modo si assicurava al getto una buona penetrazione nell aria che si trova nel cilindro ad elevata densità e si aumentava la superficie a contatto con l ossigeno con conseguente maggiore gradualità e regolarità nella combustione. Per le valvole di scarico è stato indispensabile utilizzare, cosi come nel motore a due tempi, leghe speciali, altamente resistenti alla corrosione da parte dei prodotti acidi (composti di zolfo e vanadio) presenti ner gas combusti e si è dovuto provvedere ad un sistema di raffreddamento per le sedi valvole in modo da maritenerne la temperatura al disotto di 400 C, condizione indispensabile per un funzionamento sicuro con i combustibili pesanti. Le valvole di scarico inoltre, al pari di quanto si verifica nei motori a due tempi a lavaggio unidirezionale, sono munite di alette che ne permettono la rotazione (figura 4.28) ad ogni scarico. Fig Testata cilindro con valvola di scarico ed iniettore combustibile del mctore diesel a quattro tempi MAN B&W L58/64. 1.Passaggio acqua raffreddamento sede valvola; 2. Testata; 3. Passaggio acqua raffreddamento testata; 4. Ingresso combustibile adaltapressione;5.iniettore; 6. Supparto valvola di scarico; 7. Gamba della valvola di scarico; 8. Molla chiusura della valvola di scnrico; 9. Uscita acqua di raffreddamento;10. Condotto di scarico a forma di Venturi; 11.Alette per in rotaziane della valvola di scarico; 12.Ricoprimento di stellite. Per i motori a quattro tempi (figura 4.29), si e registrata quindi una iniziale tendenza all aumento dell alesaggio, raggiungendo valori anche superiori ai 620 mm, teso all ottenimento di potenze per cilindro sempre più elevate; attualmente la tendenza all aumento dell alesaggio si è fermata e tutti i costruttori, con la sola eccezione di qualche singolo motore (Tabella 2), adottano diametri inferiori a 600 mm. Per contro, alla tendenza di costruire motori a corsa corta,con rapporti C/D = 139

140 1,03 +1,07 onde limitare il valore della velocità media del pistone, si sostituisce quella di adottare valori di C/D = 1,1 1,4, Fig Sezione trasversale del motore diesel a quattro tcmpi MAN B&W L58/ Gruppo controllo motare; 2, Albero a camme; 3.Levetta di regolazione; 4. Pompa iniezione combustibile; 5. Tubazione alta pressione di iniezione combustibile all iniettore; 6. Collettore aria di alimentazione; 7. Valvola di aspirazione; 8. Bilancieri; 9. Valvola di scarico; 10. Collettore gas di scarico a pressione costante; 11. Venturi; 12, Alette per consentre la ratazione della valvola di scarico; 13, Pistone a struttura mista; 14. Uscita acqua di raffreddamento; 15. Ingresso acqua di raffreddamento;16. Blccca cilindri; 17. Porta di sicurezza contra le esplosioni; 18, Albero manovelle; 19. Cuscino principale. Come per il motore Wartsila 9L64 (Tabella 2) con velocità media del pistone di 10 m/s, in quanto i maggiori valori del rapporto corsa/diametro favoriscono il processo di sostituzione della carica. Nei motori di maggiore alesagge ( mm) la potenza per cilindro può raggiungere attualmente i kw (Tabella 2) mentre le massime potenze unitarie si ottengono con i motori con cilindri disposti a V che, con un numero di cilindri anche fino a 20, erogano oltre kw come si verifica per il motore Wartisila 64 (Tabella 2) nella versione con dodici cilindri a V. La pme raggiunge i bar mentre la pressione massima di combustione ha raggiunto i 200 bar come nel caso del motore MAN B&W 18V48/60B (Tabella 2) del quale in figura è riportato l andamento di alcuni parametri di funzionamento al variare del carico. 140

141 Tabella 2. Parametri geometrici e di funzionamento di tre motori diesel a quattro tempi medium speed commercializzati nell armo 2006 e confronto con uno analogo di venti anni prima. Il motoes Wartsila 64, nella versione con dodici cilindri a V, eroga kw; il più elevato numero di cilindri si ha con il motori MAN B&W 20V40/50 munito di venti cilindri disposti a V. Fig Andamento, al variare del carico, di alcuni parametri fondamentali del motore MAN B&W 18V48/60B. 141

142 Al progetto meccanico del motore si é dovuto destinare pertanto particolare attenzione in quanto valori cosi elevati della pressione richiedono spessori considerevoli per le pareti dei cilindri, per la testata del cilindro e per la testa del pistone stesso; contemporaneamente è stato però previsto anche un efficiente sistema di reffrigerazione per evitare sollecitazioni eccessive negli organi citati, sottoposti alle massime temperature per il contatto von i gas prodotti dalla combustione. ll problema é stato risolto, così come per il due tempi, con il raffreddamento tipo bore cooling sia per il pistone che per i cilindri e la testata cosi come illustrato in figura. nella quale é riportata anche la distribuzione delle temperature che si realizza in camera di combustione. Dalla stessa figura 4.31 si nota la struttura mista del pistone costituito da una testata di acciaio sottile (8 10 mm), che porta le fasce elastiche di tenuta, collegata al mantello che in genere è in alluminio se le pressioni massime di combustiorie sono contenute entro bar. Si ottengono cosi i vantaggi della leggerezza, connessi all impiego dell alluminio, nonché quelli della resistenza alle sollecitazioni meccaniche e termiche proprie dell acciaio. Fig Distribuzioue delle temperature nella camera di combustione del motore diesel a quattro tempi Sulzer ZA40/48. P = 660 kw/cilindro; n = 600 giri/min; pme = 21,9 bar, 1. Ingresso olio raffreddamento; 2. Mantello del pistone; 3. Uscita olio raffreddamento; 4. Acqua raffreddamento testata bore cooled; 5. Iniettore; 6. Valvola di scarico; 7. Acqua raffreddamento sede valvola di scarico ; 8. Corona del pistone in acciaio legato raffreddato con sistema bore cooling; 9. Passaggio acqua raffreddamento canna cilindro; I0. Involucro cilindro. 142

143 Per quanto riguarda il consumo specifico, si è passato dai 211 g/kwh registrati negli armi 70 ai 175 g/kwh attuali (Tabella 2) che, per i motori di maggior diametro e con rapporto di compressione elevato (ρ = 16 ed oltre), in condizioni di funzionamento economico possono essere ulteriormente ridotti. L ottenimento di consumi cosi modesti è possibile quando si adoperi come nel motore a due tempi il sistema TCS (Turbo Compound System) mediante il quale un aliquota dei gas di scarico bypassa, ai carichi elevati, la turbosoffiante di sovralimentazione ed espande in una piccola turbina a gas collegata, mediante riduttore e giunto, all albero motore al quale trasferisce il lavoro che la portata di gas bypassata ha ceduto alla turbina stessa. Tabella.3. Parametri geometrici e di funzionamento di alcuni motori diesel a quattro tempi high speed commercializzati nell' anno 2006 Possiamo dire, a tale proposito, che i motori diesel a quattro tempi medium speed sono tutti sovralimentati con turbosoffiante a gas di scarico con inter-refrigerazione ed il miglioramento delle prestazioni registrato in genere in questi ultimi anni é in buona parte dovuto, analogamente a quanto verificatosi per il motore a due tempi, all aumentata efficienza dei turbogruppi di sovralimentazione. A titolo di completezza, nella tabella 3. si riportano i principali parametri caratteristici, geometrici e di funzionamento, di alcuni dei motori diesel a quattro tempi high speed (n giri/min) della produzione attuale. Dal confronto si nota, come peraltro prevedibile, che i motori high speed sono caratterizzati, rispetto ai motori medium speed, da valori della pme più elevati, da consumi specifici più alti ma da una maggior leggerezza evidenziata dai valori del rapporto peso/potenza più piccoli di circa tre volte. 143

144 Per quauto riguarda la costituzione dei motori diesel a quattro tempi, disponibili con cilindri sistemati in linea oppure a V, essa differisce da quella dei motori a due tempi essenzialmente per l assenza del testacroce e per la presenza del meccanismo di distribuzione che ha il compito di aprire e chiudere, nei momenti opportuni, le valvole di aspirazione e di scarico di ciascun cilindro. La coppa dell'olio, il blocco cilindri, la testata, i pistoni, le pompe di iniezione e i gruppi di sovralimentazione sono presenti come nel motore a due tempi. 6.1.Il basamento dei motori a quattro tempi La mancanza del testacroce comporta l assenza dell incastellatura, di qui il minor ingombro soprattutto in altezza del motore a quattro tempi, e pertainto la coppa dell olio e fissata direttamente al blocco cilindri che prende anche il nome di basamento. Esso e in genere un monoblocco fuso in ghisa lamellare ad alta resistenza o in ghisa sferoidale secondo le dimensioni, nel quale sono ricavati, di fusione, gli alloggiamenti degli alberi a camme per il comando delle valvole di aspirazione e di scarico (uno per bancata nel caso di cilindri a V) (figura 4.33), i condotti di adduzione dell acqua di raffreddamento cilindri ed il condotto per lo scarico dell'olio di lubrificazione proveniente dalla testata e dal gruppo di sovralimentazione. Fig Basamento di motore diesel a quattro tempi con sei cilindri a V. 1. Vite fissaggio sportello ispezione; 2. Rondella elastica; 3. Sportello ispezione punterie; 4. Guarnizione; 5. Basamento; 6. Sportello ispezione albero a camme; 7. Vite di fissaggio; 8. Rondella elastica. Tutti gli altri condotti vengono ricavati mediante lavorazione con macchine utensili e servono per la lubrificazione dei cuscinetti di banco, delle bronzine, degli alberi a camme e delle punterie. La parte inferiore del basamento è divisa in compartimenti da diaframmi verticali che, opportunamente lavorati, vanno a costituire le parti superiori di supporti di banco. Sul basamento è inoltre ricavata la sede per la pompa di iniezione. Appositi sportelli, pari al numero dei cilindri, consentono l'ispezione delle punterie delle camme di comando della distribuzione dei cilindri 144

145 corrispondenti. La coppa dell olio, sottostante al basamento, é fusa in lega leggera e presenta una elevata superficie per contribuire ad un agevole raffreddamento dell olio di lubrificazione. 6.2.La costituzione dei cilindri e della testata I cilindri sono incorporati nella parte superiore del basamento ed in essi vengono inserite le canne cilindri realizzando cosi una intercapedine per l acqua di raffreddamento (figura.4.34). Fig Canna cilindro ed involucro cilindro diesel quattro tempi. 1. Canna cilindro; 2. Involucro cilindro; 3. Anelli di tenuta. La tenuta superiore può essere affidata al semplice contatto canna basamento integrata da una opportuna guarnizione mentre la tenuta inferiore può essere assicurata da anelli di gomma alloggiati in apposite scanalature ricavate sulle canne stesse mediante lavorazione. Le testate dei cilindri sono sempre singole (figura 4.35) (tranne il caso di motori di piccola potenza), una per ciascun cilindro, fissate al basamento mediante bulloni; su ciascuna testata sono in genere sistemate due valvole di aspirazione e due di scarico munite di molla di richiamo mentre al centro è alloggiato l iniettore. Come già detto, le canalizzazioni interne della testata devono essere realizzate dopo un opportumo studio per permettere un efficace raffreddamento delle zone più sollecitate quali le valvole di scarico e l'alloggiamento dell'iniettore. 145

146 Fig Testata cilindro di un mutore diesel a quattro tempi. 1. Guida di spinta; 2. Ghiera filettata; 3. Iniettore; 4. Anello di tenuta; 5. Fermo molla; 6. Fermo valvola; 7. Molla esterna; 8. Molla interna; 9. Dispositivo rotocap per rotazione valvola di scarico; 10. Anello di blaccaggio; l1. Guidavalvola; 12. Seggio valvola di scarico; 13. Valvola di scaricc; 14. Pratezione; 15. Valvola di aspirazione; 16. Seggio valvola di aspirazione; 17. Ingresso acqua di raffreddamento; 18. Uscita acqua di raffreddamento; 19. Ingresso aria di alimentazione; 20. Uscita gas combusti; 21. Uscita olio lubrificante. 6.3.L'albero a manovelle L albero a manovelle (figura 4.36) in acciaio legato da nitrurazione, é in genere ricavato per fucinatura in un sol pezzo ed é rettificato sui perni di banco e di biella, solitamente di uguale diametro i peri di biella sono forati ad una delle estremità, chiusa mediante opportuno fondello. Le cavità nei perni di biella dell'albero formano un serbatoio dal quale defluisce l'olio in pressione per la lubrificazione dei cuscinetti di biella con dei supporti di banco. 146

147 Fig Albero a manovelle di un motore diesel a quattro tempi con cilindri a V. 1. Vite fissaggio cantrappeso anteriore; 2. Rondella; 3, Contrappeso anteriore; 4. Bussola di centraggio; 5. Albero a manovelle; 6. Semicuscinetto di banco inferiore; 7, Semianello di registro; 8, Grano di arresto; 9. Vite fissaggio ingranaggio comando distribuzione; 10. Bussola per anello di tenuta olio; I1. Ingranaggio comando distribuzione; 12. Bussola per anello di tenuta olio; 13. Vite fissaggio contrappeso; 14. Contrappeso; 15. Semicuscinetto di banco superiore. a) Fondello di chiusura; b) Perno di biella; c) Perno di banco; d) Tacche di referimento. 6.4.Pistone del motore a quattro tempi I pistoni possono essere realizzati in due pezzi o in pezzo unico cosi come illustrato in. figura nella quale si riporta un pistone stampato in lega di alluminio la cui testa presenta opportune incassature in modo da evitare contatti con le valvole. Sono evidenti altresi le fasce di tenuta e l anello raschiaolio. Le bielle, infine, (figura 4.37) sono in genere ottenute mediante stampaggio a caldo e sono di acciaio legato ad alta resistenza. 147

148 Fig Pistoni, fasce elastiche e bielle di un motore diesel a quattro tempi con cilindri a V. 1. Prima fascia elastica di tenuta; 2, Seconda fascia elastica di tenuta;3, Terza fascia elastica di tenuta; 4. Anella raschiaolio; 5. Pistone; 6. Spinotto; 7. Anello elastico; 8. Baccola per piede di biella; 9. Biella; 10. Cuscinetto per testa di biella; 11. Albero a mamavelle; 12. Cappello; 13. Vite blaccaggio cappello. 148

149 CAPITOLO 5 LA SOVRALIMENTAZIONE 1.Generalità Fino ad ora sono stati considerati motori che aspirano aria alla pressione atmosferica; ciò comporta che la pressione di inizio compressione sia quella atmosferica mentre quella di fine compressione viene ad essere funzione del rapporto di compressione ρ; naturalmente vi è un limite alla quantità di combustibile che può essere utilizzata all interno del cilindro e questo limite è relativo alla quantità di aria presente, quantità espressa chiaramente in massa. È chiaro, però che maggiore è la quantità di combustibile bruciata maggiore sarà il calore introdotto nel ciclo e quindi maggiore sarà il lavoro e la potenza erogata; si è visto nel che, tanto nei motori diesel quanto in quelli a benzina, la potenza e la coppia istantanea richiesta viene ottenuta dosando la quantità di combustibile immesso nel ciclo; ovviamente è possibile bruciare una quantità di combustibile inferiore al massimo consentito, ma non è possibile bruciarne una quantità superiore, per l ovvio motivo che il combustibile in eccesso non trova ossidante in grado di reagire con esso e, di conseguenza, rimane incombusto e viene semplicemente trascinato nei condotti di scarico dove, oltre a rappresentare una perdita e quindi un costo, può anche creare seri problemi. Si è potuto vedere che le curve di coppia e potenza massima sono delle curve il cui parametro, ovvero la quantità di combustibile immesso, è massimo. La sovralimentazione è l insieme dei dispositivi che permettono di introdurre nel cilindro più aria e quindi di poter bruciare più carburante, ottenendo coppie e potenze maggiori; per ottenere ciò si immette nel collettore di aspirazione aria a pressione maggiore: logicamente la quantità di aria che fisicamente entra nel cilindro è più grande e permette di bruciare più carburante, ottenendo una maggiore coppia e potenza. Il primo grande vantaggio della sovralimentazione è che motori con dimensioni quasi identiche hanno incrementi di coppia e potenza considerevoli passando dalla versione aspirata a quella sovralimentata. La sovralimentazione viene realizzata utilizzando un compressore che aspira l aria dall esterno e la manda al collettore di aspirazione rifornendo i cilindri di fluido con densità maggiore di quella 149

150 che sarebbe propria del motore aspirato: a parità di cilindrata a densità maggiore corrisponde maggiore potenza termica e quindi maggiore lavoro prodotto. Fig.5.1. Schema del sistema di sovralimentazione di un motore diesel La sovralimentazione produce sempre un considerevole aumento delle curve di coppia e potenza, ma influenza anche il rendimento del motore, necessitando di maggiore carburante, il calcolo del rendimento del motore sovralimentato non è semplice e non può essere previsto a priori, dipendendo da una serie di parametri piuttosto complessi, ma generalmente rappresenta una diminuzione di rendimento per i motori a benzina, un aumento di rendimento per quelli diesel. Lo scopo della sovralimentazione dei motori a benzina è quello di aumentare la coppia e la potenza a basso numero di giri, in modo da avere una risposta più brillante, mentre per il motore diesel si preferisce ottimizzare l aspetto del consumo. L elemento fondamentale della sovralimentazione è il compressore il cui scopo è quello di aumentare la pressione nel collettore di alimentazione. Figura 5.1. L unica differenza tra motore diesel e motore a benzina è rappresentata dalla pompa di iniezione che è assente. Ora andremmo a vedere la sovralimentazione più dettagliatamente. Nello studio delle macchine le grandezze da massimizzare sono la potenza erogabile e il rendimento; la sovralimentazione ha come scopo l incremento del primo termine. Dalla espressione della potenza si nota come sia molto importante la quantità di aria con cui si riesce a riempire il cilindro prima che cominci la fase di compressione: dove 150

151 infatti, assegnato un certo valore del rapporto aria-combustibile a, incrementando la quantità di aria effettivamente introdotta nel cilindro, espressa tramite il coefficiente di riempimento, si incrementa la quantità di combustibile bruciato. Si è anche visto come il coefficiente di riempimento è normalmente minore dell unità per l insorgere di una serie di problematiche, ma che esso è influenzato dalla pressione dell aria nel condotto di aspirazione. Ove fosse possibile aumentare tale valore si otterrebbero benefici in termini di aria introdotta nel cilindro e quindi di potenza erogabile. Per elevare la pressione in corrispondenza della valvola di aspirazione del motore è necessario comprimere in qualche maniera l aria; è possibile inoltre utilizzare differenti fonti di energia per azionare il compressore. A tale scopo è possibile utilizzare differenti tipi di compressori, volumetrici o centrifughi, alternativi o rotativi. - l energia disponibile all albero del motore stesso, collegandovi direttamente il compressore; in questo caso si parlerà di sovralimentazione meccanica. - l energia contenuta nei gas di scarico del motore, raccolta da una turbina che collegata direttamente al compressore; in questo caso si parlerà di sovralimentazione con turbocompressore a gas di scarico. - una sorgente esterna al motore, ad esempio un compressore azionato da un motore elettrico. In alcune applicazioni è possibile che venga utilizzata più di un sistema di sovralimentazione tra quelli esposti. È inoltre possibile ottenere un aumento della quantità di aria in ingresso al motore con dispositivi particolari, in grado di creare onde di pressione nei condotti. 2.La sovralimentazione meccanica Nella sovralimentazione meccanica il compressore è collegato all asse tramite un riduttore, per cui aspira aria dall esterno e la invia ai cilindri. Figura

152 Fig.5.2. Schema della sovralimentazione meccanica. Poiché il coefficiente di riempimento dei cilindri dipende dalla pressione dell aria a monte della valvola di aspirazione, a parità di (rapporto aria-combustibile) sarà possibile bruciare una maggiore quantità di combustibile. Fig Rappresentazione nel piano di un ciclo Sabath è relativo ad un motore aspirato e di uno relativo ad un motore sovralimentato Il ciclo sarà caratterizzato da una temperatura e da una pressione massima più alte del corrispondente ciclo aspirato a parità di cilindrata, dato che si è realizzata una maggiore adduzione di calore. Si constata inoltre che, come ci si attendeva, l area del ciclo è maggiore, segno che un lavoro più grande è stato prodotto. Figura 5.3. Nella sovralimentazione meccanica parte dell incremento di lavoro ottenuto serve per azionare il compressore e comprimere l aria. Il lavoro richiesto per comprimere l aria dalla pressione, che si ha nel punto 1 alla pressione 1 di inizio della fase di compressione è pari alla corrispondente variazione di entalpia totale, ovvero di quella che tiene conto anche della presenza del termine cinetico. Inoltre si può notare come risultano aumentate anche pressione e temperatura dei gas al momento dello scarico, e quindi si è incrementato anche il calore dissipato all esterno attraverso i gas esausti. 152

153 Infatti il compressore, oltre ad incrementare l entalpia del fluido, gli fornisce energia cinetica accelerandolo; mentre in altri tipi di macchine (TG) tale energia cinetica viene comunque utilizzata per produrre lavoro negli stadi successivi, in questo caso viene dissipata dato che il fluido entra in un collettore in cui si trova praticamente in quiete. Per ottenere il lavoro reale di compressione è necessario tener presente anche il rendimento meccanico, oltre a quello adiabatico di compressione. In conclusione la sovralimentazione meccanica consente di ottenere, a parità di cilindrata, un incremento di potenza, sempre che l energia richiesta dal compressore non sia tale da vanificare i benefici ottenuti. A tale proposito sono importanti i valori del rendimento meccanico e del rendimento adiabatico del compressore. Nel ciclo semplice, poiché la corsa del pistone deve necessariamente terminare al punto morto inferiore, i gas in espansione abbandonano il cilindro prima di aver compiuto tutto il lavoro che avrebbero potuto fornire e per di più con una elevata temperatura ed una pressione maggiore di quella atmosferica. L entità di questa energia dispersa nell ambiente si può valutare considerando, chiaramente in maniera fittizia, il pistone capace di proseguire la sua corsa finché i gas raggiungono la pressione atmosferica. L area rappresenta tale lavoro. Figura

154 Fig.5.4. Diagramma lavoro di compressione È allora possibile utilizzare per la compressione dell aria non il lavoro meccanico prelevato all asse ma l energia contenuta nei gas di scarico, facendoli espandere in una turbina. Nel ciclo sovralimentato il diagramma si ritrova traslato verso l alto; in questo caso il lavoro che i gas di scarico possono compiere risulta maggiore rispetto al caso precedente, senza sovralimentazione, dato che la pressione a cui essi si trovano alla fine della espansione si è notevolmente incrementata, per effetto della maggiore quantità di calore addotta. Inoltre all inizio della compressione l aria contenuta nel cilindro si trova alla pressione, maggiore di quella atmosferica, per effetto del compressore. Il lavoro che i gas di scarico possono compiere è somma di due termini. Un termine costituito dall area 5-8-9, che viene chiamato blow-down, ed equivale al lavoro che potrebbe compiere un ipotetico pistone che prolungasse la sua corsa e realizzare una espansione adiabatica reversibile sino alla pressione atmosferica. Figura

155 Fig.5.5. Visualizzazione nel piano del lavoro disponibile nei gas di scarico in una espansione adiabatica reversibile (blow-down) fino alla pressione atmosferica e del lavoro necessario per la compressione dell aria di sovralimentazione. In definitiva il massimo lavoro eseguibile dal fluido a partire dalle condizioni di fine espansione, pressione e, è dato dall area comunque tratteggiata ( ). Tuttavia questa energia che i gas esausti posseggono non è completamente trasformabile in lavoro utile nella realtà. È possibile adottare due diverse strategie per realizzare l espansione dei gas di scarico ed ottenere lavoro utile per l azionamento di un compressore. La prima viene detta sovralimentazione a pressione costante ed è caratterizzata dal fatto che i gas esausti, prima di essere inviati alla turbina, vengano fatti espandere in una capacità. Un secondo termine è invece dovuto al fatto che i gas esausti possono compiere ulteriore lavoro trovandosi a pressione più alta di quella atmosferica; tale lavoro è pari all area opportunamente dimensionata. Nel sistema di sovralimentazione a pressione costante, tutti gli scarichi dei cilindri vengono inviati, tramite condotti di scarico molto corti, ad un collettore che alimenta la turbina. 3.Sovralimentazione a pressione costante Se le dimensioni del collettore di scarico sono state opportunamente scelte, le condizioni di pressione variabile che si hanno all uscita dei singoli cilindri si trasformano in pressione costante. Si ha il vantaggio di poter usare, se ritenuto opportuno, anche solo una singola turbina per gestire il flusso da più cilindri e di avere una maggiore libertà nella scelta della sua posizione. Il principale vantaggio di questo tipo di sovralimentazione è che le condizioni del flusso all ingresso in turbina sono costanti. Figura

156 Fig.5.6. Schema di sovralimentazione a pressione costante La pressione dei gas diminuirà da a ed inoltre l energia cinetica che posseggono viene dissipata nel collettore, ove si ipotizza che il flusso sia fermo. L area individuata dai punti rappresenta una energia dissipata (blow-down) che non potrà essere convertita in lavoro per il compressore. Nella realtà l energia di blow-down non va tutta dissipata, ma il moto turbolento che induce nel collettore ed i conseguenti attriti incrementano la temperatura del fluido, per cui il lavoro disponibile per l espansione in turbina sarà pari a Figura 5.7. Fig.5.7. Rappresentazione nel piano del ciclo relativo ad un motore sovralimentato. Il volume richiesto per realizzare le condizioni di pressione costante sarà dipendente dalla pressione a cui i singoli cilindri si trovano all atto della apertura della valvola di scarico e dalla frequenza con cui vengono messi i comunicazione con il collettore, ovvero dalla velocità di rotazione e dal numero di tempi del motore e dal numero di cilindri da cui è costituito. 156

157 Anche la velocità con cui le valvole di scarico vengono aperte influenza le eventuali oscillazioni di pressione che si possono verificare all interno del collettore. In generale il collettore sarà da 1.5 a circa 6 volte la cilindrata complessiva del motore e tenderà ad essere più ampio nel caso di un numero di cilindri inferiore. Normalmente il calore dissipato attraverso le superfici del collettore riduce l energia disponibile alla turbina, per cui si tende a isolarlo. L impiego di questo sistema è preferibile per motori di una certa dimensione, dato che per motori di piccola taglia la presenza del collettore di scarico determina un maggior ingombro complessivo. Inoltre la risposta del motore alle variazioni di carico è influenzata dal ritardo con cui la pressione aumenta nel caso di collettore di grandi dimensioni. Infine il condotto di scarico di ciascun cilindro non si trova connesso con un ambiente a pressione prossima a quella atmosferica, come accadeva per il motore aspirato, ma con un volume a pressione più alta ( ), per cui si realizza una maggiore contropressione allo scarico. Il lavoro realizzato dalla turbina nella espansione dalla pressione pari a, alla pressione atmosferica è La turbina è calettata sullo stesso asse del compressore, per cui le due macchine lavorano allo stesso numero di giri. In condizioni di regime il lavoro prodotto dalla turbina deve essere uguale a quello assorbito dal compressore per cui, considerando un unico valore del rendimento meccanico, deve essere: 157

158 Dall analisi di questa relazione si vede come il valore della pressione di sovralimentazione dipende dalla pressione e temperatura dei gas di scarico e dal rendimento del gruppo turbocompressore. Allo scopo di visualizzare l effetto del rapporto tra la pressione di sovralimentazione e quella dei gas di scarico sul motore, si noti come nella fase di aspirazione, 12 1, l aria agisca spingendo il pistone verso il PMI compiendo il lavoro , mentre nella fase di scarico dei gas combusti il pistone debba vincere la pressione, compiendo il lavoro Fig.5.8. Disposizione dei collettori di aspirazione e scarico in un motore sovralimentato. Il bilancio netto è costituito dall area , che è in definitiva lavoro meccanico realizzato a spese del compressore, e quindi dei gas di scarico, e dipende appunto dai valori di e. Generalmente, allo scopo di ottenere un miglior riempimento del cilindro e un più completo allontanamento dei gas combusti, le valvole di aspirazione e scarico risultano aperte contemporaneamente per un certo intervallo di tempo. Onde evitare che i gas esausti rimangano nel cilindro o peggio ancora tornino nel condotto di aspirazione dando luogo a depositi carboniosi, è necessario che la pressione di sovralimentazione sia maggiore di quella nel collettore di scarico. Figura.5.8. Poiché nella relazione di equilibrio tra lavoro compiuto dal compressore e lavoro fornito dalla turbina compare anche la quantità di combustibile, è evidente che i valori di pressione all aspirazione ed allo scarico dipendono dal carico cui è soggetto il motore. La quantità di combustibile introdotta nel motore influenza decisamente anche la temperatura dei gas esausti, e quindi il lavoro eseguibile dalla turbina. Quindi la diminuzione di temperatura dei gas esausti provocherà una diminuzione del salto ottenibile dal compressore e quindi della pressione di sovralimentazione. Ciò condurrà ad un ulteriore abbassamento della temperatura dei gas esausti, giungendo ad una condizione di regime in cui pressione di sovralimentazione, temperatura di ingresso in turbina e portate di aria sono tutte a valori più bassi. 158

159 Se però il gruppo turbosoffiante presenta rendimenti scadenti per i nuovi valori di portate che si sono venute a creare, il sistema può non essere in grado di mantenere un accettabile grado di efficienza e il rendimento complessivo della macchina precipita. In definitiva, per i motori che devono lavorare anche a carichi parziali il sistema di sovralimentazione a pressione costante presenta notevoli problemi. Eliminando il collettore dei gas di scarico si ottiene la sovralimentazione ad impulsi, così denominata perché la pressione nel condotto di scarico e quindi in turbina non è costante ma è determinata dalla apertura della valvola di scarico. Figura 5.9. Fig.5.9. Sistema di sovralimentazione ad impulsi, non si ha il collettore di scarico. Collegando con una tubazione lo scarico della valvola direttamente alla turbina, si recupera parte dell energia di "blowdown", per cui alla turbina sarà disponibile fluido con entalpia maggiore rispetto al caso della sovralimentazione a pressione costante. La condizione ideale è che ci sia un picco di pressione in corrispondenza del PMI, seguito da una depressione in corrispondenza dell apertura della valvola di aspirazione. Nella tubazione di collegamento la pressione passa rapidamente dal valore atmosferico al valore massimo, ovvero alla p5. Successivamente deve ritornare ad un valore possibilmente minore della pressione del collettore di aspirazione quando la valvola di aspirazione si apre e la valvola di scarico è ancora aperta. La condizione ideale è che ci sia un picco di pressione in corrispondenza del PMI, seguito da una depressione in corrispondenza dell apertura della valvola di aspirazione. In figura 38 sono rappresentati, in funzione dell angolo di manovella, i valori di alcune pressioni in gioco nel caso della sovralimentazione ad impulsi: la pressione nel collettore di scarico, quella regnante nel cilindro e quella presente nel collettore di aspirazione. È osservata la condizione di tali pressioni in un collettore che riunisce (secondo le modalità indicate) tre cilindri con fasi (in 159

160 particolare: quelle di scarico) distanti tra loro 240. Le posizioni PMS e PMI riportate nel grafico sono relative al cilindro n.1 (quelle relative agli altri cilindri e non riportate in figura 5.10 sono distanti da esse 120 e 240 ). Fig Andamento delle pressioni p nel collettore di scarico in funzione dell'angolo di manovella θ. Ogni cilindro esegue la sua operazione di scarico una volta nell arco di 2 giri dell albero motore (720 di angolo di manovella); avendo selezionato tre cilindri in modo che le fasi compiute in esse siano tra loro equidistanti temporalmente, avremo che gli scarichi si susseguiranno con intervalli di 240 (che si può ritenere come una sorta di periodicità degli andamenti delle pressioni nonostante l impossibilità di creare condizioni fisiche identiche per i gas in moto nei tre condotti non permetta di avere andamenti di pressioni parimenti identici). Nella fase iniziale del primo tratto (tra 0 e 180 dell angolo di manovella), la pressione nel collettore di scarico inizialmente prende a scendere per effetto dell assorbimento del gas da parte della turbina che comporta la diminuzione della pressione nel collettore; questa tendenza si inverte all apertura della valvola di scarico del primo cilindro (1 in figura 5.10) quando, per effetto dell afflusso di gas dal cilindro al collettore, in esso la pressione si innalza velocemente. Normalmente la valvola si apre prima del PMI, quando la pressione inizia a crescere, e trova il suo massimo all incirca al PMI per poi decrescere nuovamente in conseguenza dell assorbimento in turbina (ed il contemporaneo, progressivo esaurirsi dell afflusso dei gas dal cilindro). 160

161 Poco prima del PMS, quando la pressione nel collettore di scarico è scesa a valori piuttosto bassi, conviene aprire in anticipo la valvola di aspirazione in modo da generare una fase di overlapping durante la quale per un breve periodo entrambe le valvole rimangono aperte; se (come si realizza comunemente) la pressione di sovralimentazione è maggiore di quella di scarico durante l overlapping (come descrive il grafico in figura: zona tratteggiata) si crea una corrente tra il condotto di aspirazione e quello di scarico in grado di spazzar via i gas combusti residui, in modo da recuperare spazio per la carica fresca e ridurre la frazione di gas residui. Nel frattempo, compiuti 240 dall apertura della valvola di scarico del cilindro 1, si apre la valvola di scarico del secondo cilindro (il 3 in figura 5.10) e ciò genererà il rialzarsi della pressione nel collettore di scarico; la valvola di scarico del cilindro 1 andrà chiusa prima che la pressione dei gas di scarico nel relativo collettore (in aumento per il contributo del secondo cilindro) superi la pressione di alimentazione che regna in modo pressoché costante nel collettore di aspirazione pena la possibilità di inversione del flusso di lavaggio dei gas attraverso il primo cilindro ed il conseguente riflusso di gas combusti nella linea di aspirazione. 3.1.Sovralimentazione ad impulsi Vantaggi: - Maggiore energia disponibile alla turbina, viene recuperata anche parte dell energia cinetica dei gas esausti. - Migliore rendimento a carichi parziali - Maggiore prontezza alle variazioni di carico Svantaggi: - Minore efficienza della turbina a causa del maggior numero di ingressi - Minore efficienza della turbina a causa del flusso non stazionario alle alte potenze - Sensibilità alle variazioni di giri a causa delle possibili interferenze negative nelle onde di pressione nei condotti. 3.2.Sovralimentazione pressione costante Vantaggi: - Alta efficienza della turbina alla potenza massima. - Migliore rendimento del gruppo ai carichi alti 161

162 - Collettore di scarico di semplice disegno Svantaggi: - Minore lavoro disponibile alla turbina. - Bassa efficienza ai carichi parziali - Ritardo nelle variazioni di carico rapide - Viene preferita nei motori ottimizzati per le prestazioni nominali 4.Confronto tra le modalità di sovralimentazione Dalle caratteristiche tecniche dei due tipi di sovralimentazione scaturiscano i campi d applicazione di ognuna di esse; intanto appaiono chiare alcune condizioni che le promuovono ed altre che ne limitano l adozione. La sovralimentazione a pressione costante permette il funzionamento della turbina in condizioni meccaniche migliori (quindi, con migliore rendimento organico), è di disegno e gestione semplificati, si può facilmente accordare con le condizioni nominali del motore. Per contro, soffre della decurtazione di energia dovuta alla laminazione dei gas nella capacità di compenso, di bassa efficienza ai carichi parziali e di tempi di risposta relativamente lenti che penalizzano la prontezza del motore alle variazioni di regime. La sovralimentazione ad impulsi permette di sfruttare salti entalpici maggiori e mostra migliore adattamento alle variazioni di carico ed al funzionamento ai carichi parziali. Tuttavia spesso non viene adottata per la presenza di flussi non stazionari che generano condizioni dinamiche stressanti per la turbina che, a causa di ciò, soffre di minore affidabilità e maggiore probabilità di avaria. Anche la complessità dei collettori di scarico ne limita l applicazione nei casi in cui sarebbe difficile alloggiare strutture invasive ed ingombranti sul motore. In generale, va ricordato che la sovralimentazione è nata ad impulsi in quanto con le prime turbine, dotate di rendimenti scadenti, era indispensabile sfruttare tutta l energia posseduta dai gas di scarico. Con il miglioramento dei rendimenti di turbo-compressione, a parità delle condizioni del motore, si è potuto ricavare (recuperare) quote di energia via via crescenti fino ad arrivare dapprima alla completa autonomia della sovralimentazione con le turbosoffianti (nei primi tempi occorreva affiancare ad esse le pompe di lavaggio, azionate con energia esterna) e poi alla possibilità di rinunziare, con la sovralimentazione a pressione costante, ad una quota di energia per realizzare condizioni ottimali di alimentazione della turbina. 162

163 5.Evoluzione dei sistemi di sovralimentazione nei motori diesel a due tempi Cori riferimento ad un motore diesel sovralimentato con turbosoffiante a gas di scarico, indicando con il lavoro dell espansione adiabatica reversibile fra la pressione, costante nel collettore di scarico e quella atmosferica, con il lavoro della compressione adiabatica reversibile fra la pressione atmosferica e quella di alimentazione del motore, con, ed, rispettivamente, i rendimenti adiabatici della turbina e del compressore, per l autosufficienza del gruppo di sovralimentazione deve essere verificata la relazione: Introducendo le note espressioni dei lavori di espansione e di compressione per una trasformazione adiabatica reversibile ed indicando con e rispettivamente le temperature dei gas combusti in ingresso in turbina e dell aria all uscita del compressore, la fornisce In qualsiasi motore sovralimentato, due e quattro tempi, la pressione di ingresso dell aria nei cilindri è sempre alquanto superiore a quella di ammissione in turbina( ),. Supponendo che il fluido non subisca modifiche in seguito alla combustione(k e R si conservano), otteniamo: Nella precedente espressione possiamo determinare la temperatura all autosufficienza dl gruppo: necessaria Si nota che la che dipende da a sua volta dipendente dal rapporto di compressione fornito all ingresso dei cilindri e dai rendimenti delle due macchine che costituiscono la turbosoffiante. È interessante notare come dalla relazione precedente risultano giustificate le incertezze che 163

164 inizialmente si avevano in merito alla possibilità di sovralimentare vantaggiosamente il motore a due tempi. In passato infatti prima della seconda guerra mondiale, i valori del rendimento e erano piuttosto modesti soprattutto se confrontati con gli attuali valori. A seguito di migliorie tecniche il valore di è andato crescendo. i motori impiegati erano a due tempi a correnti ripiegate dove la quantità aria occorrente è piuttosto elevata(46 kg aria/kg combustibile) con la conseguenza che le temperature dei gas combusti in ingresso alla turbina erano inferiori a quella fornita dalla. Il gruppo turbosoffiante non era dunque autosufficiente a meno che non si fosse ridotto l eccesso di aria come peraltro improponibile in quanto si sarebbe ridotta sensibilmente l efficacia del lavaggio e sarebbero aumentate oltre i limiti consentiti le sollecitazioni termiche per alcuni organi del motore. Altro elemento che rendeva problematica l autosufficienza del gruppo di sovralimentazione era la caduta di pressione tra la pressione di alimentazione dell aria all ingresso del cilindro e quella di alimentazione della turbina. Tale caduta non trascurabile nei motori con lavaggio a correnti ripiegate, si realizza durante l attraversamento del cilindro da parte del fluido, e dipende quindi dalla velocità che lo stesso fluido deve possedere per compiere con la dovuta efficacia, l operazione di lavaggio nel tempo a questa fase concesso dalle caratteristiche funzionali del motore, dalla tortuosità del percorso e dal grado di perfezionamento aerodinamico delle varie parti interessate dal lavaggio(luci, valvole, condotti ecc.). L autosufficienza del gruppo di sovralimentazione si raggiungeva solo con i motori a lavaggio unidirezionale nei quali l eccesso di aria occorrente per rendere efficace tale operazione risultava più contenuto (circa 35 kg aria/kg combustibile); i gas combusti erano meno diluiti dall aria in quanto meno aria sfuggiva al riempimento dei cilindri e dunque le temperature dei gas combusti erano più elevate. In tale tipo di motori, inoltre, l intera circonferenza del cilindro può essere occupata solo dalle luci di lavaggio aumentandone sensibilmente la sezione in quanto lo scarico viene attuato attraverso la valvola posizionata sulla testata. Tale circostanza, in uno al più modesto valore del coefficiente di lavaggio riduce la differenza di pressione a tutto vantaggio dell autosufficienza del gruppo di sovralimentazione. Comunque, all epoca, i motori a lavaggio unidirezionali erano poco diffusi, come visto essi risultavano molto complessi nella realizzazione del meccanismo che azionava la valvola di scarico presente nella testata di ciascun cilindro. Erano costruiti soltanto dalla ditta danese B&W e della svedese Strork che adottavano la sovralimentazione ad impulsi di pressione. Da quanto detto precedentemente si evince che per l auto sufficienza del turbo-compressore 164

165 occorre operare in due direzioni. La prima consiste nel ridurre la temperatura dei gas e a tale scopo occorre aumentare i rendimenti del compressore e della turbina riducendo anche la caduta di pressione.la seconda consiste nell aumentare la temperatura che effettivamente si ottiene per i gas combusti anch essa influenzata dal sistema di lavaggio in conseguenza del valore del coefficiente. Va ricordato che con i motori a quattro tempi, avendosi valori dell eccesso d aria molto più contenuti rispetto a quelli dei motori a due tempi, l autosufficienza del gruppo e raggiungibile più facilmente. Quando la sovralimentazione comincio ad essere proposta, i motori a due tempi con lavaggio a correnti ripiegate erano i più diffusi e non potendosi raggiungere, con tali motori, L autosufficienza del gruppo di sovralimentazione, bisognava procurarsi per altra via l aliquota di potenza non fornita dalla turbina della turbosoffiante. Tale potenza poteva essere ad esempio ottenuta sempre dai gas di scarico anticipando lo scarico, ma riducendo ovviamente la potenza ricavabile sullo stantuffo dall espansione dei gas, oppure prolungando l espansione dei gas senza ridurre la potenza sullo stantuffo motore, ma prelevando una parte di tale potenza direttamente dal motore. Si poteva, ad esempio, azionare un compressore volumetrico alternativo, detto anche pompa di lavaggio, mediante il testacroce di ciascuno dei cilindri del motore in modo da conferire all aria di lavaggio l ulteriore incremento di pressione che il compressore centrifugo della turbosoffiante non era stato in grado di fornire. La maggior parte dei Costruttori adotto tale soluzione che poteva essere realizzata secondo due differenti disposizioni delle quali una prevedeva le due macchine operatrici disposte in serie, come nel caso del motore FIAT di figura 5.11., in modo che ognuna elaborasse tutta l aria di lavaggio conferendole pero solo un aliquota del salto di pressione necessario, in genere circa il 75% nel compressore centrifugo ed il rimanente 25% nella pompa di lavaggio. 165

166 Fig Schema del percorso compiuto dai gas nel motore diesel a due tempi FIAT1060 compressore centrifugo e pompa di lavaggio disposti in serie. 1. Compressore centrifugo; 2. Refrigeratore intermedio; 3. Pompa di lavaggio; 4.Refrigeratore finale; 5. Collettore di lavaggio; 6. Cilindro motore; 7. Collettore di scarico; 8. Turbina a gas di scarico. L altra disposizione prevedeva le due macchine installate in parallelo, come nel caso del motore MAN di figura 5.12., ciascuna delle quali elaborava un aliquota della portata totale di aria richiesta cui veniva conferito lo stesso incremento di pressione da ciascuna macchina. A favore della disposizione in serie va osservato che anche nelle condizioni per le quali il contributo della turbosoffiante e praticamente inapprezzabile, il che si verifica ai bassi carichi e alle minime andature, la pompa di lavaggio e comunque in grado di garantire al motore il quantitativo di aria sufficiente a bruciare la nafta da caldaia senza residui carboniosi e con la conseguente, modesta usura di stantuffi e camicie anche dopo migliaia di ore di funzionamento. Inoltre, in caso di avaria totale delle turbosoffianti, le pompe di lavaggio permettono al motore di sviluppare una potenza fino al 65% 70% di quella massima, con l 85% 90% dei giri, e cioè quella che compete al motore senza sovralimentazione. Altro fattore di notevole importanza e la diversa possibilità di adattamento della soffiante centrifuga e della pompa di lavaggio alle variazioni delle resistenze interne del motore. Nel caso, per esempio, che le luci di lavaggio e di scarico siano imbrattate é evidente che, per avere la stessa portata di aria, e necessario un più elevato valore della pressione che la pompa di lavaggio e in grado di fornire in quanto, essendo una macchina alternativa, si adatta all aumento delle resistenze a valle variando automaticamente i tratti di corsa corrispondenti alla compressione ed alla mandata del gas. 166

167 La disposizione in parallelo ha invece il vantaggio che la pompa di lavaggio ha dimensioni molto più ridotte, pari in genere al 40% del volume del cilindro motore, cioè in media la terza parte rispetto alla disposizione in serie, e lavora sotto un salto di pressione maggiore e quindi con un miglior rendimento. In oltre, in qualche caso, può essere utilizzata per la compressione dell aria la capacità inferiore del cilindro motore, quella al disotto dello stantuffo, eliminando parzialmente o totalmente la pompa di lavaggio con evidenti vantaggi di peso e di ingombro. Fig Schema del percorso compiuto dai gas in un motore diesel a due tempi MAN con compressore centrifugo e pompa di lavaggio disposti in parallelo. 1. Stantuffo; 2. Canna cilindro; 3. Tubazione di scarico; 4.Turbina assiale; 5.Uscita dei gas combusti; 6. Compressore centrifugo; 7. Ingresso aria; 8.Refrigeratore; 9. Refrigeratore; 10. Separatore aria; 11. Compressore alternativo; 12. Ingresso aria. Oggi, i miglioramenti registrati nei rendimenti delle turbosoffianti, unitamente alla enorme diffusione del motore a due tempi a lavaggio unidirezionale a scapito di quello con lavaggio a correnti ripiegate, ha reso superflua la presenza delle pompe di lavaggio in quanto il gruppo di sovralimentazione non solo raggiunge l autosufficienza ma addirittura, in certe condizioni di funzionamento, l energia nei gas di scarico é esuberante rispetto a quella richiesta dal compressore centrifugo per cui tale energia può essere utilizzata per scopi differenti dalla sovralimentazione. All avviamento e ai bassi carichi, quando la turbosoffiante e inefficiente, intervengono soffianti ausiliarie azionate elettricamente che vengono poi escluse automaticamente quando il motore raggiunge all incirca il 50% del carico nominale. 167

168 6.Cicli dei motori savralimentati a quattro tempi e a due tempi La figura si riferisce ad un motore sovralimentato a quattro tempi del quale, a prescindere per semplicità dall intero ciclo, si esamina il funzionamento a partire dall apertura della valvola di scarico (punto 5). Fig Rappresentazione nel piano del ciclo relativo ad un motore sovralimentato a quattro tempi Il lavoro idealmente disponibile per la turbina è costituito sempre dall area triangolare 5-7-G, relativa ad una espansione adiabatica reversibile fino alla pressione atmosferica. Nel caso esaminato di sovralimentazione a pressione costante, oramai generalizzata, tale lavoro, dopo la fase di decompressione (blowdown) al termine della quale la pressione si porta al valore p, di ingresso in turbina, viene in parte ritrovato nella successiva espansione 6-7 da, alla pressione atmosferica. Da notare che durante tale fase di decompressione l energia pari all area 5-6-H si estingue in vortici con un processo che porta la temperatura dei gas da a con conseguente aumento del lavoro effettivamente disponibile per la turbina dell area Il rapporto tra le aree e 5-6-H rappresenta l aliquota di energia recuperata durante la decompressione, ed e interessante rilevare che detta aliquota cresce all aumer1tare del rapporto di compressione dell aria. Si ha infine che il lavoro disponibile risulta nel complesso pari all area E-6-7 -D, mentre quello occorrente per la compressione e uguale all area A-B- C-D (il tratto B-1 e il raffreddamento dell aria dopo la compressione). I lavori netti di espansione e di compressione sono tuttavia ancora minori poiché, come già messo 168

169 in luce, una parte del lavoro di pulsione necessario alla mandata dell aria (area l-c-d-g) viene recuperata nella contemporanea fase di introduzione nel cilindro (area E-H-G-D); detti lavori di pulsione sono pero aumentati, rispetto a quelli relativi alla corsa del pistone, dell area I-F-D-C corrispondente alla fase di lavaggio che si realizza anche nel motore a quattro tempi nel periodo di contemporanea apertura delle valvole di aspirazione e di scarico. Infatti, se la comunicazione del cilindro con il collettore dell aria compressa viene stabilita mentre la valvola di scarico e ancora aperta, adottando un diagramma della distribuzione come quello riportato in figura una parte dell aria sfugge attraverso di essa. Fig Diagramma polare della distribuzione di un motore diesel a quattro tempi. Con una opportuna disposizione delle valvole si può ottenere che in questo suo moto l aria spazzi la camera di combustione, sostituendosi ai gas combusti residui. Figura Fig Percorso dell aria durante la fase di lavaggio in un motore a quattro tempi. La figura riporta la stessa parte del ciclo relativa di un motore sovralimentato a due tempi; la fase di decompressione (blow down) inizia con l apertura delle luci o della valvola di scarico 169

170 (a seconda del sistema di lavaggio) e dura fino a quando la pressione non scende al disotto di quella che regna nel collettore di lavaggio, momento in cui inizia la fase di lavaggio. Dal ciclo e dallo schema si può notare che il sistema longitudinale con valvola in testa consente agevolmente di realizzare un diagramma delle fasi asimmetrico, e cioè con angoli di anticipo e di ritardo diversi rispetto al PMI. L apertura della valvola di scarico può avvenire infatti prima che le luci di lavaggio vengano scoperte, con un opportuno angolo di anticipo, mentre la chiusura può essere regolata in concomitanza, o quasi, con la chiusura delle luci stesse, migliorando il riempimento e dando subito inizio alla compressione. Vi è poi da osservare che nei motori a due tempi la fase di scarico e di lavaggio si svolge tutta nell intorno del PMI, ed il lavoro di pulsione comprende quindi il tratto relativo alla corsa dello stantuffo e alla camera di combustione. Come si è visto, le cose vanno in modo abbastanza diverso nel motore a quattro tempi, nel quale lo scarico inizia sempre prima del PMI, ma continua poi per tutta la corsa completandosi infine dopo il PMS, quando già si é aperta, con un opportuno anticipo, la valvola di aspirazione, sicché si verifica per un certo angolo la contemporanea apertura di entrambe le valvole. Ciò provoca, come visto, anche nel motore a quattro tempi, una breve fase di vero e proprio lavaggio e si ha quindi che il lavoro di pulsione si estende per un tratto (che manca invece nel due tempi e che va oltre il volume della camera di combustione) la cui entità e ovviamente proporzionale all ampiezza angolare dell incrocio delle valvole. Per il testo, l analisi sui lavori disponibili e sui recuperi di energia che si può dedurre dalla figura relativa al due tempi e perfettamente analoga a quella fatta in precedenza per il ciclo del quattro tempi. Figura Fig Rappresentazione nel piano del ciclo relativo ad un motore sovralimentato a due tempi. 170

171 7.La pressione media di ciclo Un elemento molto significativo per valutare l entità della sovralimentazione e l incremento percentuale di potenza realizzabile rispetto ad un motore non sovralimentato di pari cilindrata e che ruota con lo stesso numero di giri. Tale incremento, è molto variabile, in relazione, innanzi tutto, al tipo di motore, cioè se a due o a quattro tempi, alle caratteristiche di impiego, e dipende sostanzialmente dalla raggiunta, a sua volta legata alla pressione nei vari punti del ciclo e in particolare alla di fine combustione. Sottolineiamo che il motore a quattro tempi si presta meglio a gradi di sovralimentazione più spinti poiché il ciclo si compie in quattro corse e quindi, a parità di numero di giri, si ha un numero di cicli metà di quello di un motore a due tempi; ciò ovviamente significa minor flusso di calore e quindi minor stress termico e meccanico per i componenti del motore. I motori a quattro tempi si trovano peraltro in condizioni maggiormente favorevoli ad ottenere sovralimentazioni più spinte poiché hanno temperature dei gas di scarico mediamente più alte ( C contro i C dei motori a due tempi) dovute, come si e chiarito nei paragrafi precedenti, alla mancanza della fase di lavaggio e quindi della maggiorazione di aria introdotta. L incremento di potenza ottenibile con la sovralimentazione e comunque legato ai valori della realizzabili. Questi ultimi sono gradualmente cresciuti dagli 8 10 bar degli anni 60 e 70 fino agli attuali bar nei motori a due tempi ed oltre soprattutto nei motori a quattro tempi. Ovviamente l aumento della e conseguenza di un aumento di tutte le pressioni del ciclo, quella iniziale da 2 bar a 3 bar ed oltre (i valori più elevati nei motori a quattro tempi) e la massima fino a bar rispettivamente nei motori a due tempi e a quattro tempi. E importante osservare che la sovralimentazione, oltre ad accrescere, come si e visto, in maniera cospicua la potenza erogata, migliora anche il rendimento del motore. I rendimenti globali sono dell ordine del 50% che, come più volte messo in evidenza, si raggiungono oggi nei motori a due tempi di grande potenza, sono conseguenza infatti della sovralimentazione e di un graduale miglioramento di tutti gli aspetti funzionali del motore. In particolare hanno avuto a riguardo sensibile influenza: 171

172 - l aumento delle pressioni massime del ciclo ai predetti valori di bar; - il perfezionamento dei vari processi di combustione (che si avvantaggiano del maggior tempo disponibile al ridursi del numero di giri), di iniezione, lavaggio, sovralimentazione ecc.; - la diminuzione percentuale delle perdite meccaniche, dato che almeno un aliquota di esse e indipendente dalla potenza specifica (cioè per unità di cilindrata) del motore, e delle perdite per raffreddamento dovute fatto che il calore asportato dalle pareti del cilindro non cresce in proporzione con quello che si sviluppa all interno del motore in conseguenza della maggiore quantità di combustibile bruciata. Nei motori sovralimentati, e soprattutto nei quattro tempi a sovralimentazione spinta per applicazioni militari, vi è il problema di ottenere la potenza, e quindi la desiderata, con la migliore combinazione possibile, anche dal punto di vista del rendimento, tra le varie pressioni e temperature del ciclo. In genere si cerca di aumentare la attraverso un aumento della pressione iniziale, conservando però la pressione massima a valori sui bar, ritenuti favorevoli per il rendimento ed accettabili dal punto di vista del proporzionamento (dimensioni e peso) degli organi meccanici. Ciò comporta la necessità di ridurre il rapporto di compressione del motore (motori a compressione ridota), anche per evitare l aumento, con la pressione di fine compressione, di tutte le pressioni e temperature del ciclo, con eccessivo incremento dei carichi meccanici e termici delle varie parti del motore. La temperatura di fine compressione deve comunque essere sempre adeguatamente superiore a quella di autoaccensione del combustibile, e perciò viene mantenuta in genere su valori di C. Le figura 5.17 e 5.18 riportano i risultati delle ricerche su motori a compressione ridotta condotte da un importante fabbrica tedesca, la MTU (Mtoren undturbinen Friedrichslmfen GmbH). La figura.45 mostra infatti la relazione esistente tra la (e quindi la potenza del motore) e le pressioni di sovralimentazione e massima del ciclo. Si nota che, una volta fissato il valore massimo della pressione di fine combustione(nel caso 150 bar), l aumento della pressione di sovralimentazione deve essere accompagnato da una riduzione del rapporto di compressione (ρ). Nel caso dei motori MTU, serie 1163, aumentando la pressione iniziale da 3,2 bar a 5 bar (figura.45) la passa da 20.6 bar nel motore a 29,4 bar nella versione , con un aumento di potenza di quasi il 50%, mentre il rapporto di compressione si riduce da 12 a 8,5. 172

173 Fig Correlazione esistente tra, pressione di sovralimentazione e pressione massima di combustione (MTU). Possiamo notare che l influenza del rapporto di compressione nel caso reale e abbastanza diversa da quella nota dalle ipotesi teoriche di riferimento in base alle quali il rendimento cresce sempre con il rapporto di compressione. La figura.5.18 mostra invece che nel caso reale la crescita è molto meno accentuata e che, per una data, al disopra di certi valori l influenza del rapporto di compressione ( ) sul rendimento è poco sensibile. Come abbiamo visto fin ora si possono raggiungere sovralimentazioni molto spinte aumentando la pressione iniziale e riducendo, il tutto senza apprezzabili penalizzazioni sul rendimento. In questi motori sono stati usati anche sistemi di iniezione ad altissima pressione(1.500 bar), che riducono il tempo e l angolo di iniezione; quest ultima viene ad essere spostata verso il PMS e ciò ha consentito in pratica di aumentare il rapporto di compressione dal valore di 8,5 (di cui si è fatto cenno) a 9,7 senza alterare la pressione massima e con vantaggi sul rendimento. Fig Influenza sul rendimento termodinamico del rapporto di compressione volumetrico ρ per differenti valori della pressione massima di combustione. 173

174 Possiamo dire che in tutti i motori a sovralimentazione spinta, con pressione iniziale sui 5 bar, si ricorre spesso a due gruppi in serie, con due raffreddamenti, cosi come mostra la figura Fig Schema di sovralimentazione con due turbo-soffianti disposte in serie. 8.II problema dei bassi carichi nei motori diesel ad alto grado di sovralimentazione Nella scelta del motore diesel da installare a bordo di una nave occorre tenere conto, oltre che delle specifiche di progetto indicate dall armatore, anche di altre circostanze che, in esercizio, possono dar luogo a malfunzionamenti. In particolar modo i motori della recente generazione sono tutti sovralimentati con inter-refrigerazione; al crescere del livello di sovralimentazione si presenta un fenomeno alquanto negativo per il funzionamento del motore: ai carichi parziali ed a basse velocità si riscontra un aumento della temperatura dei vari organi (e soprattutto nelle valvole di scarico, da sempre punto debole per i motori che le adottano) in grado di comprometterne il buon funzionamento. Questa fenomenologia, sconosciuta per i motori aspirati e a basso livello di sovralimentazione, é dovuta al difetto di alimentazione dell aria per la combustione che si poteva riscontrare al diminuire del carico. Tale difetto d aria può determinare un aumento delle temperature di combustione ed è in grado di influenzare il carico termico del motore. L applicazione del motore diesel più seggetta ai rischi derivanti dalle operazioni a "part load" e 174

175 senza dubbio quella marina; infatti, essendo la propulsione navale è legata alle condizioni di erogazione della potenza in cubica, può accadere che il motore si trovi a funzionare a velocità minori di quella nominale e carichi fortemente ridotti. II fenomeno in esame ha peraltro effetti tanto più rilevanti quante più alte e il grado di sovralimentazione del motore. C è inoltre da rimarcare la netta differenza di comportamento tra diesel 2T e 4T. Mentre il primo, infatti, non sembra avere troppi problemi nel funzionamento a "part load", il secondo lavora in condizioni di gran lunga peggiori se il carico scende al di sotto di un certo valore, da ritenersi critico per il motore. Ciò è dovuto al fatte che il motore 2T non vede cambiare significativamente, al variare del numero di giri, la portata d aria all aspirazione in quante l alimentazione, in quel caso, e realizzata attraverso le luci di lavaggio i cui tempi di scoprimento sono sostanzialmente indipendenti dalla velocità del motore. Ciò è dovuto al fatto che il motore 2T non vede cambiare significativamente, al variare del numeri di giri, la portata d aria all aspirazione in quanto l alimentazione, in quel caso, è realizzata attraverso le luci di lavaggio i cui tempi di scoprimento sono sostanzialmente indipendenti dalla velocità del motore. Nel 4T, invece, e molto più sensibile I effetto pompa ossia la dipendenza della portata d aria all aspirazione dalla velocità del motore; dovuto ai tempi di aperture e chiusura delle valvole (che regolano tale portata) variano proprio con il numero di giri. Si può dire che l esigenza di contrastare i danni derivanti dal funzionamento ai carichi parziali ha grossa influenza sulla definizione dell apparato di propulsione di una nave in funzione del tipo di motore primo da installare a bordo. Quando, infatti, le scelta ricade sul 4T, più soggetto ai danni derivanti dal prolungato funzionamento in condizioni di "overload" e i bassi carichi, si preferisce in genere adottare un eiica a passo variabile; essa, infatti, alleggerendo il passo ove le condizioni di navigazione Io richiedano, consente di tenere sempre il motore in condizioni di funzionamento favorevoli. Se I apparato motore e invece costituito da un diesel 2T si può adottare con maggiore serenità I elica a passo fisso non essendoci, in tal caso, particolare esigenza di tutelare il motore dagli effetti di eventuali operazioni ai carichi parziali. Ricordando che tutte le grandezze che compaiono nella trattazione con pedice "o" sono riferite 175

176 alle condizioni nominali di funzionamento del motore (in corrispondenza, cioè, del 100% di n e di P), si indicano con: - P potenza (come frazione di quella nominale) - M momento motore - pm pressione media effettiva - ps pressione di sovralimentazione assoluta - pn pressione di sovralimentazione effettiva - pm pressione ambiente - A rapporto aria - combustibile - X grado di sovralimentazione per il diesel 4T si suppongono valide le seguenti ipotesi: il rapporto aria/combustibile α e proporzionale al parametro la pressione effettiva di sovralimentazione prodotta dalla turbo-soffiante viene assunta proporzionale al carico ed alla velocità del motore ossia si ritiene valida la relazione: Nella valutazione del grado di sovralimentazione, in prima approssimazione, si ritengono trascurabili le perdite di carico. Per il motore 2T si assumono le medesime condizioni, eccetto quella che lega tra loro la pressione effettiva di sovralimentazione ed il carico; le risultanze sperimentali, per il caso in questione, indicano piuttosto I espressione: Attraverso opportuni calcoli si ottengono le seguenti relazioni: per i 4T per i 2T 176

177 Sulla base di queste due espressioni sono costruiti i grafici nelle figure e i quali contengono, nel piano P, (con Ia potenza espressa in percentuale del suo valore nominale) le curve di livello ad costante, rispettivamente per motori 4T e 2T. Da essi si possono ricavare Io seguenti considerazioni: 8.1.Motore a quattro tempi (4T) per (motore aspirato) il valore del rapporto cresce al decrescere della frazione di potenza; ciò é in accordo con l osservazione precedentemente evidenziata: il4t aspirato non ha problemi nel funzionamento ai carichi parziali. All aumentare del grado di sovralimentazione le curve si abbattono; da un certo valore di compreso tra 2 e 3, le curve cominciano a presentare un tratto di valori inferiori a 100. Cioè significa che, da quel valore del grado di sovralimentazione in poi, si ha un intervallo di erogazione della potenze in cui ; in queste condizioni, essendo la pressione di sovralimentazione diminuita più della sviluppata nel cilindro, non e possibile sostenere il corretto eccesso d aria e quindi il funzionamento del motore avviene in condizioni di precaria alimentazione. II "buco d aria" diventa più esteso, in termini di intervallo di potenze coinvolto nel fenomeno, al crescere di, il che significa che il problema dei carichi parziali e tanto più sentito quanto più è alto il grado di sovralimentazione. Figura Fig

178 8.2.Motore a due tempi (2T) L andamento delle curve e molto più favorevole e presenta potenziali difetti di alimentazione d aria per valori di molto più] alti di quelli relativi al caso del 4T. Gli scostamenti dei valori di minori di 100 da quelli nominali sono inoltre molto modesti e non tali da generare grosse carenze d alimentazione, come invece avviene nel 4T. Figura Fig.5.21 Va sottolineato che le risultanze di sperimentazioni effettuate sui motori in questione sono in sostanziale accordo con le indicazioni derivanti dall elaborazione analitica. II funzionamento dei motori diesel ad alto grado di sovralimentazione per la propulsione navale ai carichi parziali è da ritenersi critico; ciò vuol dire che, nella scelta del diesel da installare a bordo, occorre prevedere I adozione di sistemi che ne permettano il funzionamento in condizioni di carico termico e meccanico sopportabili dalle strutture del motore in modo da evitare ad esse danni malfunzionamenti. 178

179 CAPITOLO 6 INIEZIONE DEL COMBUSTIBILE 1.Generalità Il sistema di alimentazione e di iniezione del combustibile e l' apparecchiatura più importante per ogni motore diesel e deve essere realizzata con un elevatissimo grado di precisione. Il sistema di iniezione è determinante al fine di realizzare una combustione regolare e completa e pertanto influisce in maniera notevole sulle prestazioni del motore sia per quanto riguarda la potenza che il consumo specifico di combustibile. Il predetto sistema deve assicurare lo svolgimento regolare del ciclo in ciascun cilindro del motore in modo da ottenere le prestazioni richieste dalle condizioni di carico che via via si presentano e pertanto deve essere in grado di: - dosare la stessa, giusta quantità di combustibile per cilindro e per ciclo a tutti i cilindri del motore in relazione al carico ed alla velocità di rotazione; - iniettare il combustibile nei cilindri nell istante più opportuno (fasatura) per tutti i valori del carico e della velocità di rotazione, con una precisione inferiore ad 1 grado di angolo di manovella. Infatti, quando l iniezione del combustibile e troppo anticipata rispetto al PMS, la pressione e la temperatura nella camera di combustione non sono ancora tali da determinarne l accensione. Quando l iniezione e ritardata, una parte del combustibile viene bruciata durante la corsa di espansione a scapito dell area del ciclo e quindi della potenza sviluppata e del consumo. In entrambi i casi si verifica fumosità allo scarico ed un eccessivo riscaldamento del motore; - variare la quantità di combustibile iniettata nell unita di tempo, ovvero modulare il gradiente di iniezione in base alle esigenze dei differenti tipi di motore. A parità di massa di combustibile da iniettare, se il gradiente di iniezione e troppo elevato si ha un effetto simile a quello di un eccessivo anticipo; quando il gradiente di iniezione e troppo basso l effetto e confrontabile con quello di un eccessivo ritardo di iniezione - polverizzare, cioè suddividere finemente il combustibile in goccioline minutissime, in modo da aumentarne la superficie di contatto con l aria, riducendo il ritardo all accensione; 179

180 - imprimere alle goccioline di combustibile una elevata velocità perché possano penetrare e diffondersi in tutte le zone della camera di combustione e distribuirsi uniformemente nella massa d aria presente in modo che ciascuna di esse abbia la possibilità di reagire con l ossigeno necessario per la combustione. Il sistema di iniezione deve assicurare una continuità di funzionamento nel tempo con prestazioni immutate, senza quindi apprezzabile usura, e pertanto la vita di ciascun elemento del sistema di alimentazione non dovrebbe, di regola, essere inferiore alla vita del motore stesso. 2.Iniezione pneumatica Nei primi motori diesel e fino agli anni 40, l iniezione del combustibile veniva effettuata con l ausilio dell aria compressa. Nonostante tale sistema sia stato sostituito dall iniezione meccanica, presente oggi su tutti i motori diesel a due e a quattro tempi, descriviamo brevemente questo originario sistema di iniezione anche per poter meglio comprendere i vantaggi dell iniezione meccanica ed i miglioramenti che essa ha apportato in relazione alle prestazioni del motore diesel. Gli organi principali di un sistema di iniezione pneumatica sono il compressore dell aria, in genere alternativo ed azionato direttamente dall albero motore, che fornisce l aria compressa occorrente sia per la polverizzazione del combustibile che per l avviamento del motore; la pompa, che invia il combustibile, opportunamente dosato, all iniettore e l iniettore stesso, munito di polverizzatore nella parte inferiore, che e alloggiato nel coperchio del cilindro motore. Fig.6.1. Sezione longitudinale di un iniettore utilizzato per l'iniezione pneumatica del combustibile. 1. Ingresso combustibile; 2. Ingresso aria compressa; 3. Astuccio esterno in acciaio; 4. Ugello; 5. Asta chiusura ugello; 6. Molla; 7. Astuccio interna; 8. Premistoppa; 9. Intercapedine tra gli astucci interno ed esterno; 10. Condotto combustibile;11. Valvola di non ritorno; I2. Intercapedine tra astuccio interno ed asta; 13. Forellini; 14. Anelli forati; 15. Pezzo conico scanalato; 16. Vano; 17. Leva; 18. Camma; 19. Albero a camme; 20. Valvola; 21. Percorso aria mista a combustibile. 180

181 Il funzionamento di un sistema di iniezione pneumatica è comprensibile dall esame della figura 6.1, nella quale si riporta la sezione longitudinale di un iniettore provvisto di due ingressi separati per l adduzione rispettivamente del combustibile 1 e dell aria compressa 2. Esso è costituito essenzialmente da un astuccio esterno 3, in acciaio, provvisto inferiormente di un ugello 4 tenuto chiuso dall estremità conica di un asta 5. La chiusura e assicurata da una robusta molla 6. Tra l astuccio 3 e l asta 5 vi è un secondo astuccio 7 avvitato superiormente al primo, provvisto del premistoppa 8 nel punto in cui è attraversato dall asta 5. L'intercapedine anulare 9 fra i due astucci è in comunicazione con il condotto dell aria compressa per cui in essa regna in permanenza la pressione di bar. Il gasolio, spinto da apposita pompa a stantuffo, giunge all iniettore attraverso il condotto 10 lungo il quale e inserita una valvola di non ritorno 11. Ad ogni ciclo del motore corrisponde una mandata della pompa che spinge nell iniettore soltanto la quantità di combustibile che deve essere bruciata nel ciclo stesso. Il gasolio, attraverso il condotto 10, giunge nell'intercapedine anulare 12 tra l asta 5 e l astuccio 7, scende fino in fondo all'intercapedine stessa dalla quale esce attraverso i forellini 13 e va ad unirsi all aria compressa. Affinché la polverizzazione si effettui nelle condizioni ottimali, è necessario che il combustibile sia intimamente mescolato con uno speciale dispositivo, detto mescolatore posto nella parte inferiore dell' astuccio. E' evidente che il movimento della leva 17 deve essere in fase con il ciclo mentre per la pompa del combustibile ciò non é necessario dovendo essa spingere soltanto nell astuccio, ad ogni ciclo, la prestabilita quantità di gasolio. Si osservi che l iniezione ha termine quando si esaurisce la quantità di combustibile che era stata mandata dalla pompa, non quando si abbassa l asta 5; l abbassamento di questa viene di fatto alquanto differita in modo che anche ai massimi carichi il combustibile abbia tempo di essere iniettato completamente. Cessata l iniezione del combustibile, continua pertanto ancora per un poco l afflusso dell aria compressa. A questo punto interessa far rilevare che le goccioline di gasolio all ingresso della camera di combustione sono circondate dall aria compressa fredda che le trascina e ciò da luogo ad un incremento del ritardo all accensi0ne e dunque, sotto questo punto di vista, il sistema in parola non si presta bene per motori che debbano raggiungere velocità di rotazione elevate. Tra gli ulteriori inconvenienti che caratterizzano l iniezione pneumatica si evidenziano il lavoro, non certo trascurabile, richiesto dal compressore dell aria ed i problemi meccanici e termici legati al funzionamento del compressore stesso. 181

182 Per quanto riguarda il primo aspetto va detto che, poiché al momento dell iniezione la pressione all interno del cilindro motore e intorno ai bar, l aria utilizzata per immettere il gasolio nel cilindro e soprattutto per polverizzarlo, deve trovarsi a circa 60 bar e dunque il compressore deve comprimerla perlomeno fino a 70 bar. Poiché per polverizzare un chilogrammo di combustibile occorrono circa 2,5 kg di aria, e facile valutare che la potenza necessaria per la compressione può costituire anche il 10% 11% di quella indicata erogata dal motore, percentuale che scende al 5% 6%, ma che non può comunque mai essere trascurata, se si tiene conto che l aria compressa restituisce, espandendo nel cilindro motore, una parte dell energia assorbita dal compressore. La compressione dell aria comporta poi qualche complicazione costruttiva per il compressore in quanto essa deve essere realizzata in più fasi, con refrigerazione intermedia e refrigerazione dei cilindri, per evitare che le valvole ed il metallo che costituisce la macchina operatrice raggiungano temperature inaccettabili e per ridurre contemporaneamente il lavoro di compressione. Una refrigerazione finale deve essere effettuata addirittura dopo l ultima fase di compressione per evitare che l aria calda, che trascina con sé sempre un poco di olio lubrificante, possa innescare una pericolosa esplosione negli iniettori o in un eventuale serbatoio interposto tra il compressore e gli iniettori stessi. 3.Iniezione meccanica Con l iniezione meccanica il combustibile viene iniettato direttamente nel cilindro motore e contemporaneamente polverizzato sotto la spinta di una pressione molto elevata conferita da una pompa volumetrica alternativa che assorbe una percentuale trascurabile, circa il 5%, della potenza indicata erogata dal motore. Rispetto all'iniezione pneumatica vengono eliminati, a vantaggio non solo della semplicità ma anche della sicurezza di funzionamento e del minor lavoro di manutenzione, il compressore d'aria, i refrigeratori, le tubazioni e le valvole nonché il complesso meccanismo per il polverizzatore. 3.1.Descrizione del funzionamento di un sistema di alimentazione e di iniezione meccanica L'impianto di un motore diesel, schematizzato nella figura 6.2 è costituito dai seguenti elementi: - una pompa di alimentazione 2 che preleva il combustibile dal serbatoio 1 e lo invia, dopo opportuna filtrazione, sotto modesta pressione alla pompa di iniezione; - una pompa di iniezione 4 che comprime a pressione molto elevata il combustibile inviato dalla pompa di alimentazione, distribuendolo in quantità opportunamente dosata agli iniettori; 182

183 - gli iniettori 5, alloggiati nella testata del motore ed in numero, di solito, pari al numero dei cilindri, i quali polverizzano finemente il combustibile all interno della camera di combustione dei cilindri stessi. La pompa di iniezione e gli iniettori sono unità in genere separati e solo nel caso di piccoli motori possono formare un unico insieme. Fig.6.2. Schema semplificato dell impianto di alimentazione di un motore diesel. 1. Serbatoio; 2. Pompa di alimentazione; 3. Filtro combustibile; 4. Pompa di iniezione; 5. Iniettore; 6. Tubazione riflusso combustibile della pompa di iniezione al serbatoio;7. Tubazione riflusso combustibile dagli iniettori al serbatoio. La pressione conferita al combustibile dalla pompa di iniezione deve essere molto elevata affinché le goccioline di combustibile, del diametro non superiore ai 30 richiesto per una buona combustione, abbiano una forte velocità iniziale che consenta loro di penetrare rapidamente e profondamente nell aria compressa presente nella camera di combustione; tale esigenza e particolarmente sentita nei motori veloci per i quali il tempo di iniezione e dell ordine dei centesimi di secondo. Considerando inoltre l azione frenante esercitata sulle goccioline dall aria compressa segue che per una buona penetrazione di queste ultime sono necessarie velocità iniziali fino a 200 m/s circa. Occorre quindi una differenza di pressione tra la pressione a monte dell iniettore e quella esistente in camera di combustione calcolabile mediante la: nella quale si è indicata con ρ la densità del combustibile e con il coefficiente di riduzione della velocità. Assumendo ρ = 900 e, per ; otteniamo bar. 183

184 Nella pratica si impiegano pressioni anche maggiori, fino a bar ed in qualche caso oltre 1000 bar, questi valori dipendono dalla forma della camera di combustione, dal tipo di iniettore e infine dalla qualità del combustibile. Si comprende oltremodo come le lavorazioni devono essere molto accurate a causa delle ridottissime sezioni di passaggio richieste per il combustibile specie per i piccoli motori a consumi totali ridotti. 3.2.Pompa di Iniezione - Iniettore La pompa di iniezione (figura 6.3.), è costituita essenzialmente da tanti elementi pompanti quanti sono i cilindri del motore; sono comandati attraverso delle punterie a rullo da un albero a camme sistemato nella parte inferiore del corpo della pompa stessa. L albero a camme ruota alla stessa velocità del motore oppure ad una velocità pari alla metà a seconda che si tratti di motore a due o a quattro tempi rispettivamente, mentre la geometria delle camme determina evidentemente la velocità e la corsa dei pompanti. Fig Pompa di iniezione a riflusso. 1. Regolatore; 2. Pompa di alimentazione; 3. Variatore di anticipo; 4. Albero a camme; 5. Elemento pompante. Ciascun elemento pompante (figura 6.4) è costituito da un cilindretto e da un pistoncino che scorre in esso a perfetta tenuta per evitare trafilamenti di combustibile, pertanto l'accoppiamento tra cilindro e stantuffo e ottenuto mediante lappatura delle superfici a contatto che, da sola, garantisce una tenuta perfetta anche a bassa velocità di rotazione del motore e quindi della pompa. Tale lavorazione consiste in una accurata rifinitura superficiale tendente ad eliminare scabrosità e a perfezionare la forma geometrica ed e in grado di garantire giochi di qualche µm (millesimo di mm) appena tra pistoncino e cilindro essi pertanto non vanno assolutamente sostituiti né sono singolarmente intercambiabili. 184

185 Fig.6.4. Elemento pompante di una pompa di iniezione. 1. Tubazione di mandata del combustibile all iniettore; 2. Valvola di mandata; 3.Camera di aspirazione; 4. Cilindretto; 5. Pistoncino o pompante; 6. Settore dentato; 7. Asta a cremagliera; 8. Bussala di regolazione; 9. Aletta del pompante; 10. Molla tarata. 11. Piattello molla; 12. Vite registrazione; 13. Punteria; 14. Albero a camme; 15.Camma; 16. Pompa di alimentazione. Il cilindretto presenta solitamente due fori contrapposti attraverso i quali affluisce il combustibile dalla camera di aspirazione al vano di pressione del pompante e defluisce a mandata ultimata (foro di afflusso e foro di regolazione). Il pistoncino si presenta solitamente con una scanalatura longitudinale ed una scanalatura laterale di forma elicoidale. Il funzionamento di un elemento pompante (figura 6.5) può essere descritto come segue. Durante la corsa di discesa del pistoncino il combustibile viene richiamato, attraverso i fori di adduzione, nella camera lasciata scoperta dal pompante e riempie tutto il volume (figura 6.5a) compreso tra la faccia superiore del pistoncino, le pareti laterali del cilindro e la valvola di mandata (indicata con 2 in figura 6.5). All inizio della fase di ritorno del pistoncino si ha un riflusso parziale del combustibile attraverso gli stessi fori di adduzione fino a quando il pompante li chiude completamente. A partire da tale posizione il pistone comprime il combustibile ad una pressione sufficiente ad aprire la valvola di mandata (figura 6.5b) la cui apertura e contrastata da una molla tarata che determina con la sua reazione la pressione di iniezione del combustibile. Quest ultimo quindi si riversa nella tubazione di mandata fino a raggiungere l iniettore e la mandata stessa dura fino a quando lo spigolo inferiore dell elica del pompante scopre di nuovo il foro di adduzione (figura 6.5c). 185

186 In questa situazione la pressione crolla bruscamente provocando la chiusura repentina della valvola di mandata e quindi la fine dell iniezione con il deflusso della quantità di combustibile eccedente. (figura 6.5d). Con questo sistema risulta pertanto possibile variare la quantità di combustibile iniettata intervenendo sulla corsa utile di mandata del pistone, durante la quale il foro di adduzione risulta chiuso. La variazione della corsa utile e realizzata grazie alla scanalatura elicoidale che consente, ruotando il pompante stesso intorno al proprio asse, di realizzare una maggiore o minore lunghezza del tratto che il foro di adduzione lascia coperto. Fig.6.5. Descrizione del funzionamento di un elemento pompante. a) Afflusso del combustibile; b) Compressione e mandata del combustibile; c) Mandata; d) L'elica del pompante scopre il foro ed interrompe la mandata..la rotazione tra cilindretto e pistoncino è ottenuta attraverso un meccanismo impiegante un'asta a cremagliera ingranante con dei settori dentati montati su ciascun stantuffo. Lo spostamento dell'asta che va da un valore minimo, cui corrisponde un valore di portata nulla, ad un valore massimo, corrispondente alla massima portata, come mostrato (figura 6.6). Il sistema di regolazione può essere manuale o automatico. Fig.6.6. Sistema di regolazione della portata di combustibile. a) Nessuna portata; b) Portata parziale; c) Portata massima. Osserviamo che l'apertura del polverizzatore, di cui si parlerà al paragrafo successivo, è provocata dall onda di pressione che avanza nella tubazione che collega la pompa al porta-polverizzatore, con la velocità, del suono nel mezzo pari a circa m/s procedendo dalla pompa di iniezione fino al polverizzatore stesso. Il tempo per percorrere tale distanza e costante ed indipendente dal numero di giri del motore per cui il polverizzatore, ad elevati valori della 186

187 velocità di rotazione apre più tardi, rispetto alla posizione del pistone, che a basse velocità. Anche il processo di combustione subisce un analogo ritardo con conseguente riduzione dell area del ciclo indicate e quindi, in definitiva, della e della potenza. E' necessario allora, all aumentare del numero di giri, anticipare sempre di più l iniezione del combustibile e ciò si realizza mediante il variatore di anticipo automatico che provvede a far ruotare l albero della pompa di iniezione rispetto all albero motore. Si comprende bene che tale dispositivo e raccomandabile in particolare su motori che prevedono un ampio campo di utilizzazione della velocità di rotazione e che sono provvisti di tubazioni in pressione piuttosto lunghe tra pompa e iniettore. 3.Iniettori L' iniettore è fissato sulla testata del cilindro, esso assolve al compito di iniettare nella camera di combustione la giusta quantità di combustibile finemente polverizzato nel momento opportuno.(figura 6.7). Fig.6.7. Sezione trasversale di un iniettore di motore diesel a quattro tempi Isotta-Fraschini. 1. Afflusso del combustibile nel porta-polverizzatore; 2.Passaggio combustibile; 3. Molla tarata alloggiata nel porta-polverizzatore; 4. Piattello inferiore della molla; 5. Corpo del porta-polverizzatore; 6. Corpo intermedio; 7. Camera in pressione; 8. Corpo del polverizzatore; 9. Spina del polverizzatore; 10. Passaggio del combustibile; 11. Ghiera bloccaggio polverizzatore; 12. Canale recupero trafilamenti combustibile; 13. Spessori di regolazione. 187

188 Esso è costituito da due elementi essenziali: - il polverizzatore, che polverizza il combustibile; - il porta-polverizzatore, che reca i raccordi necessari per l'arrivo del combustibile al polverizzatore e per il ritorno del combustibile iniettato. Il polverizzatore è costituito da un corpo, generalmente in acciaio cementato, entro il quale scorre a tenuta una spina anch'essa in acciaio, spinta contro la parte inferiore del corpo da una molla tarata alloggiata nel porta-polverizzatore, il cui pre-carico costituisce la pressione di iniezione del combustibile. Vi possono essere due tipi di polverizzatore: - polverizzatori a pernetto (figura 6.8a) usati nei motori dotati di camere di combustione ad iniezione indiretta, cioè di camere di combustione munite di precamera. Fig. 6.8a. Sezione trasversale di un polverizzatore a più fori, 1. Perno pressione; 2. Corpo polverizzatore; 3, Spina del polverizzatore; 4, Canale di alimentazione del combustibile; 5. Camera in pressione; 6, Fori; 7. Angolo getti. - polverizzatori a più fori (figura 6.8b) adoperati nei motori dotati di camere di combustione ad iniezione diretta. 188

189 Fig.6.8b. - Sezione trasversale di un polverizzatore a pernetto. 1. Perno pressione; 2. Corpo polverizzatore; 3. Spina del polverizzatore; 4. Canale di alimentazione del combustibile; 5. Camera in pressione; 6. Foro; 7. Pernetto. Il funzionamento dei polverizzatori, sia a fori che a permettono, è il seguente: attraverso i canali di alimentazione il combustibile in pressione arriva nella camera in cui alloggia la parte finale della spina sagomata in maniera tale che la risultante delle pressioni che il combustibile esercita sulla sua superficie laterale determini una spinta verso l alto. Quando tale azione supera il valore di taratura della molla che spinge verso il basso la spina, questa si solleva lasciando fuoriuscire il combustibile attraverso una sezione anulare, nel caso di polverizzatore a pernetto, o attraverso più fori se si tratta di polverizzatori per motori ad iniezione diretta. L uscita del combustibile dura fino a quando la pressione scende e la molla e in grado di riportare la spina nella posizione di chiusura. Nei motori diesel a due tempi, che funzionano come e noto con combustibili di elevata densità, gli iniettori sono a volte equipaggiati con una valvola di circolazione che, consentendo appunto la circolazione del combustibile nell iniettore stesso anche a motore fermo, evita il pericolo di indurimento della nafta nei canali del polverizzatore e del porta polverizzatore che renderebbe difficile il successivo avviamento. La figura 6.9 che riporta le sezioni di un iniettore adoperato dalla Sulzer sui motori a due tempi della serie RTA, ne mostra il funzionamento a motore in moto (figura 6.9a e 6.9b) ed a motore fermo (figura 6.9c e 6.9d). 189

190 Fig.6.9. Sezioni trasversali di iniettore adoperato dalla Sulzer sui motori diesel a due tempi della serie RTA a lavaggio unidirezionale con valvola di scarico in testa. 1. Ingresso combustibile proveniente dalla pompa di iniezione; 2. Valvola di circolazione; 3. Canale di adduzione del combustibile ai fori dell iniettore; 4. Canale di circolazione del combustibile; 5. Spina della valvola di circolazione; 6. Fori; 7. Molla; 8. Orifizio; 9. Ingresso combustibile proveniente dalla pompa di circolazione. Nel primo caso il combustibile, proveniente a pressione elevata dalla pompa di iniezione, viene immesso nell iniettore attraverso la valvola di circolazione indicata con 2 in figura 6.9a e riportata in sezione in figura 6.9b; percorre la spina 5 cava internamente e fuoriesce dai fori 6 praticati all estremità della spina 5. Questa e sagomata, al pari della spina del polverizzatore, in maniera tale che la risultante delle pressioni che il combustibile esercita sulle pareti laterali determini una spinta verso l alto che vince la reazione della molla antagonista 7; il sollevamento della spina 5 occlude quindi l orifizio 8 e contemporaneamente scopre il canale 3 di adduzione del combustibile al polverizzatore e quindi al cilindro motore. Figura 6.9a. A motore fermo il combustibile viene introdotto nell iniettore sempre attraverso la valvola di circolazione 2 (figura 6.9c e 6.9d) ma alla pressione conferitagli dalla pompa di alimentazione, 190

191 molto minore di quella fornita dalla pompa di iniezione; il combustibile percorre la spina 5 cava internamente(figura 6.9d), fuoriesce dai fori 6 ma la spinta verso l alto non e sufficiente questa volta a vincere la reazione della molla antagonista 7 per cui la spina non si solleva. Il canale 3 resta quindi chiuso ed il combustibile fluisce attraverso l orifizio 8, rimasto aperto, raggiungendo il canale di circolazione 4 e scende lungo il corpo dell iniettore (figura 6.9c) per risalire successivamente ed essere infine scaricato. E' opportuno precisare che nei grandi motori a due tempi a lavaggio unidirezionale con valvola di scarico in testa, oggi largamente diffusi cosi come ricordato, é necessario ricorrere a due o più iniettori (fino a quattro) disposti solitamente nella corona circolare. Figura E' evidente che un iniettore destinato ad essere sistemato alla periferia della camera di combustione deve essere provvisto di un numero di fori limitato (tre o quattro) e praticati solo sulla zona rivolta verso la camera di combustione (figura 6.9a) per evitare che il combustibile venga proiettato anche sulle pareti del cilindro con conseguente difficoltà di combustione. Fig Sistemazione degli iniettori nella testata di un motore Sulzer a due tempi della serie RTA. 1.Uno dei tre iniettori; Quando invece l iniettore e disposto centralmente, esso può essere provvisto di un numero di fori ben più elevato per evitare che due getti vicini, in presenza di una forte turbolenza si ostacolino a vicenda. La posizione centrale dello stantuffo comporta una distribuzione più uniforme delle temperature, e quindi ne seguono sollecitazioni termiche più contenute. 191

192 L' adozione poi di un' unico polverizzatore sistemato al centro della camera di combustione, ha il vantaggio di ridurre al minimo l'usura dei forellini. Questi risultano infatti di ugual diametro simmetricamente disposti intorno all'asse del cilindro e la suddivisione del combustibile iniettato nei vari getti resta praticamente invariata anche dopo periodi di funzionamento lunghissimi. 3.1.Dall' iniezione meccanica al Common rail Il sistema di iniezione meccanica, finora visto è caratterizzato dalla particolarità che la generazione della pressione di iniezione nel combustibile viene realizzata nello stesso istante in cui ha luogo l iniezione; queste due operazioni sono quindi strettamente dipendenti l una dall altra e non c e la possibilità di inviare, ad esempio, nel cilindro motore una certa quantità di combustibile in un istante diverso da quello in cui lo stesso e messo in pressione. Da ciò deriva che gli apparati di iniezione tradizionali, molto affidabili, presentano alcune limitazioni che si potrebbero definire fisiologiche in quanto legate alla costituzione stessa di tali apparati; di tali limitazioni se ne elencano alcune tra le più significative: - al diminuire della velocità di rotazione del motore e quindi della pompa di iniezione, la pressione conferita al combustibile da quest ultima va riducendosi a causa della minore velocità del pompante e dei più elevati trafilamenti di fluido che hanno luogo tra ciascun pompante ed il cilindretto all interno del quale esso si muove di moto alterno. - ai valori modesti di, una non soddisfacente polverizzazione del combustibile che riduce l'efficienza della combustione con conseguenti incrementi del consumo specifico e della fumosità allo scarico. - la velocità del pompante, azionato generalmente da una camma, cresce a partire dal PMI, raggiunge il valore massimo a circa metà corsa per poi decrescere ed annullarsi al PMS. Per evitare quindi variazioni di pressione troppo forti durante una stessa iniezione, si cerca di utilizzare la parte intermedia della corsa del pompante cui compete la maggiore variazione di volume per angolo di camma e dunque una certa regolarità della velocità di iniezione e quindi della costanza della pressione. Nonostante tale accorgimento, non si riesce tuttavia ad evitare che, nel corso di una stessa iniezione la pressione sia variabile ed il suo valore massimo risulti all incirca doppio di quello medio. 192

193 - la maggiore o minore velocità iniziale del pompante dipende dal profilo della e dunque anche il gradiente di iniezione, legato alla forma della camma, non può essere modificato durante il funzionamento del motore. 3.2.Common rail Un apparato di iniezione a controllo elettronico, molto più flessibile di quelli tradizionali, e stato messo a punto verso la fine degli anni 9O e dopo essersi diffuso rapidamente nella trazione automobilistica sta oggi trovando applicazione anche nel campo dei motori diesel navali sia a due tempi che a quattro tempi. L apparato in oggetto prende il nome di common rail ed oltre a dosare la giusta quantità di combustibile per cilindro e per ciclo in relazione al carico ed alla velocità di rotazione del motore, e anche in grado di mantenere la pressione di iniezione elevata pure alle basse velocità di rotazione ed all avviamento del motore, di mantenere praticamente costante la pressione del combustibile per tutta la durata di una stessa iniezione, di fornire al combustibile il giusto valore della pressione di iniezione richiesto dalle particolari condizioni di funzionamento del motore, di iniettare infine il combustibile nel cilindro motore nell istante desiderato sempre in relazione al carico ed alla velocità di rotazione. Un sistema di iniezione con modalità common rail, rappresentato in figura 6.11, è costituito essenzialmente da una pompa di alimentazione 3 che preleva dal serbatoio 1 il combustibile che, dopo aver attraversato il filtro 2, inviato alla pompa volumetrica di alta pressione 4, azionata dall albero motore, la quale conferisce al combustibile una pressione molto elevata che può raggiungere i bar. Il combustibile cosi compresso viene immesso in un accumulatore 7, detto rail, nel quale viene immagazzinato a pressione costante e dal quale, attraverso gli iniettori, viene successivamente immesso nei cilindri del mature in misura dipendente dal tempo di apertura di una valvola elettronica a solenoide, di cui ciascun iniettore e munito, della pressione di iniezione stessa e dell area di efflusso dell iniettore. Un sensore di pressione 6 confronta poi il valore della pressione vigente nel rail 7 con quello memorizzato nella centralina elettronica 10 e, in caso di difformità, attraverso un regolatore di flusso provvede ad aumentare o a ridurre la portata di combustibile che entra nel rail a seconda se la pressione in 7 debba essere aumentata o diminuita. 193

194 Fig.6.11.Rappresentazione schematica del sistema di iniezione common rail. 1. Serbatoio combustibile; 2. Filtro; 3. Pompa di alimentazione; 4. Pompa di alta pressione; 5. Valvola di regolazione della pressione; 6. Sensore di pressione; 7. Common rail; 8. Iniettore; 9. Ingresso impulsi alla centralina elettronica; 10. Centralina elettronica. Si osservi che la pompa di alta pressione 4, presente in genere in due unità, non è obbligata a ruotare allo stesso numero di giri del motore, come accadrebbe per un sistema di iniezione tradizionale a corredo di un motore a due tempi, né ad n/2 nel caso di un motore a quattro tempi, in quanto l'incremento di pressione realizzato nella pompa 4 non è collegato né all'inizio né alla durata dell'iniezione. Lo schema in figura 6.12 rappresenta il sistema di alimentazione common rail di un motore diesel a quattro tempi di elevata potenza destinato alla propulsione navale. Si noti l' assenza del rail sostituito dagli accumulatori 2, uno per ogni due cilindri, ognuno dei quali è alimentato da una pompa di alta pressione

195 Fig Common rail che equipaggia i motori diesel a quattro tempi Wartsila. 1. Iniettore; 2. Accumulatore combustibile; 3. Pompa alta pressione; 4. Tubazioni alta pressione a doppia parete; 5. Albero a camme. Con il common rail, dunque, la generazione della pressione di iniezione nel combustibile è totalmente svincolata dall immissione di questo nel cilindro motore sia per quanto riguarda l inizio dell iniezione che la quantità iniettata. La pressione di iniezione, che é praticamente quella che regna nel rail, e indipendente dalla velocità di rotazione del motore e può essere mantenuta sufficientemente elevata anche a basso numero di giri garantendo sempre un ottimo grado di polverizzazione che comporta una combustione efficiente con significativi miglioramenti sia in termini di consumo specifico che di fumo nero allo scarico rispetto ai sistemi di iniezione tradizionali. Anche all avviamento e nei transitori, in corrispondenza di brusche variazioni del carico, la pressione di iniezione potrà avere il giusto valore richiesto dalla particolare condizione di funzionamento in quanto il common rail consente di alimentare il motore con il valore della pressione di iniezione che le condizioni di funzionamento variabili, via via richiedono. Con il common rail inoltre, eccitando più volte la valvola solenoide dell iniettore nello stesso ciclo motore, e possibile effettuare iniezioni multiple suddividendo la quantità di combustibile da iniettare in una iniezione pilota, una iniezione principale ed una post iniezione. Con l iniezione pilota, generalmente abbastanza anticipata rispetto al PMS, si inietta una piccola quantità di combustibile che, bruciando, produce nel cilindro alte temperature permettendo al combustibile iniettato durante l iniezione principale di bruciare in modo progressivo man mano che esso viene immesso, per questo motivo l'iniezione pilota comporta anche una sensibile attenuazione della rumorosità della combustione. 195

196 Con la post iniezione, iniettando il combustibile durante la fase di espansione, si ha una riduzione di circa il 20% della fumosità allo scarico che attraverso un opportuna regolazione del motore permette anche una contemporanea riduzione degli rientrando così nel rispetto della normativa attuale sulle emissioni inquinanti dei motori diesel marini. 4.La polverizzazione del combustibile In un motore diesel, come si e già detto nei precedenti capitoli, la formazione della miscela combustibile ha luogo verso la fine della fase di compressione, iniziando in corrispondenza della iniezione delle prime quantità di combustibile in seno all aria e completandosi durante la combustione stessa. L intervallo angolare occupato da tale processo e di solito compreso tra i 20 e i 40 gradi, dopo l inizio dell iniezione. Le miscele che vengono a realizzarsi nei motori diesel sono inizialmente fortemente eterogenee e, con il progredire della combustione, tendono a diventare pin omogenee. L'eterogeneità della miscela e una esigenza per i motori diesel poiché, per i particolari meccanismi della combustione, comporta tempi di ritardo all accensione minori di quelli che si avrebbero con miscele omogenee. Ciò influenza sul processo di formazione della miscela ha la geometria della camera di combustione del motore, onde sono stati realizzati numerosi tipi di camere, a ciascuna delle quali corrispondono peculiari caratteristiche per quanto riguarda il meccanismo di formazione della miscela e ciascuna delle quali richiede un adeguato sistema di iniezione. Un' altro elemento molto significativo è il diametro delle gocce di combustibile, il che è molto importante ai fini di una regolare combustione. I valori dei diametri da realizzare dovrebbero essere compresi tra i 10 µm e i 30 µm, considerando che le gocce di maggiore diametro bruciano con maggiori difficoltà, dando luogo al fenomeno della fumosità, e le gocce di minore diametro, per la modesta penetrazione nell aria, possono bruciare troppo vicino all iniettore, e quindi dar luogo a problemi per l iniettore stesso. La formazione delle goccioline all uscita dell iniettore e dovuta all azione sul getto: - della velocità relativa con cui il combustibile entra in camera di combustione per effetto della elevata pressione di iniezione; 196

197 - delle forze di resistenza aerodinamica alle quali il getto stesso viene sottoposto da parte dell aria presente in camera di combustione. La velocità relativa con cui il combustibile entra in camera di combustione è funzione, a parità di differenza di pressione, delle caratteristiche fisiche del combustibile (viscosità, tensione superficiale, densità, ecc.), della geometria dei fori di uscita degli iniettori, nonché della finitura superficiale delle pareti degli stessi fori di adduzione del combustibile. Una minore viscosità e minori valori della tensione superficiale favoriscono la polverizzazione del combustibile, così pure una riduzione del diametro dei fori dell iniettore. Importante ai fini della polverizzazione e pure il rapporto tra la lunghezza dei fori di iniezione e il loro diametro ; i migliori risultati si conseguono generalmente per valori intorno a 3 4. La resistenza aerodinamica, che agisce sul moto del getto di combustibile iniettato in camera di combustione, è determinata dalla velocità relativa tra il getto stesso e l aria, dalla superficie della sezione frontale del getto, dalla densità dell aria presente in camera di combustione. Durante la combustione, poi, la densità dell aria varia, onde la polverizzazione del combustibile che continua ad entrare durante l iniezione ne viene influenzata. Il getto di combustibile, che inizialmente può fuoriuscire dai fori dell iniettore in forma di getto compatto, sotto l azione delle elevate velocità di efflusso si rompe in minuscole particelle di forma allungata che, per effetto delle forze di resistenza aerodinamica, si suddividono poi ulteriormente, fino a quando, per il prevalere delle forze di tensione superficiale sulle altre forze (che vanno diminuendo mano a mano che ci si allontana dall iniettore) si ha la formazione di numerosissime goccioline di combustibile, ciascuna separata dalle altre, di dimensioni comprese entro un determinato campo, di solito alquanto ampio. Ciò è causato anche dal fatto che la velocità del getto di combustibile è variabile durante l iniezione, si che le condizioni di moto delle goccioline che si formano sono alquanto diverse, da cui la diversità delle loro dimensioni finali. Il grande numero di goccioline, che danno forma al getto fuoriuscente dall iniettore, è di solito distribuito in seno allo stesso getto in misura alquanto irregolare, si da costituire una miscela altrettanto eterogenea. Il percorso che compie ciascuna gocciolina di combustibile, una volta che essa si sia formata a partire dal getto compatto a seguito del prevalere delle forze di tensione superficiale sulle altre forze in gioco, dipende essenzialmente dalla sua velocità iniziale che, però, 197

198 va rapidamente diminuendo per l effetto della resistenza aerodinamica che viene esercitata dall aria sulla gocciolina stessa. Da un certo momento in poi le goccioline si muoveranno soltanto a seguito dell eventuale moto turbolento dell aria creato precedentemente nella camera di combustione, se si tratta di camere di combustione disegnate proprio per conferire all aria una sensibile turbolenza indotta, oppure si muoveranno insieme all aria che viene messa in moto dallo stesso getto di combustibile per effetto dello scambio di quantità di moto tra le particelle di combustibile e quelle di aria. Quest ultima possibilità e quella che prevalentemente si verifica nelle camere di combustione cosiddette quiescenti, generalmente adoperate nei due tempi diesel di elevata potenza (figura 6.13.) nelle quali non é rilevante il moto dell aria prima e durante lo svolgimento dell iniezione. Fig Camera di combustione quiescente. In tal caso il flusso di aria diventa più intenso lungo l asse del getto ed e caratterizzato da velocità dell aria minori all inizio dell iniezione e più elevate man mano che l iniezione prosegue. Da ciò consegue che le goccioline di combustibile che si formano durante l iniezione, dopo l inizio della stessa, incontrano lungo l asse del getto una minore resistenza aerodinamica e quindi risultano dotate di una maggiore velocità iniziale di penetrazione. Tali goccioline, raggiungono le precedenti gocce più lente, corrispondenti all inizio dell iniezione, sospingendole nelle zone periferiche del getto stesso. Un getto di combustibile iniettato in una camera quiescente sarà caratterizzato: 198

199 - da una zona centrale lungo il suo asse nella quale le gocce di combustibile sono più veloci e più numerose e raggiungono i punti pin lontani dai fori di uscita degli iniettori; - da una zona periferica dove le gocce, incontrando le maggiori resistenze aerodinamiche, sono meno numerose e più lente e diffondono maggiormente allontanandosi dall asse del getto. La lunghezza del getto e la velocità di avanzamento del suo fronte dipendono essenzialmente dall energia cinetica iniziale posseduta dal combustibile iniettato, proporzionale alla massa ed al quadrato della velocità iniziale del combustibile, e dipendono poi dalla pressione di iniezione e dalle dimensioni del foro o dei fori di iniezione. Fig Andamento della pressione di iniezione in funzione degli angoli percorsi dalla manovella. Poiché la pressione di iniezione varia sensibilmente durante l iniezione stessa (figura 6.3) gli andamenti della penetrazione e della velocità del getto durante l iniezione variano in relazione a tale parametro. Se, a parità di condizioni di funzionamento e di sezione totale di passaggio, nel caso di adozione di più fori di iniezione, si aumenta il diametro dei fori di passaggio riducendone il numero, si ottiene un incremento della penetrazione del getto, per il conseguente incremento della massa e dell energia cinetica delle gocce di combustibile iniettate. L entità della penetrazione del getto dipende poi anche dalla densità dell aria entro la quale il combustibile viene iniettato ad una maggiore densità dell aria, per l aumento delle forze di resistenza aerodinamica applicate sulle goccioline di combustibile, la penetrazione del getto risulta minore, mentre aumentano la larghezza massima del getto e il suo angolo di apertura. La forma del getto può poi subire sensibili variazioni quando al combustibile, per una particolare deformazione dell andamento dell asse dei fori di iniezione nel loro tratto terminale, viene conferito un moto turbolento iniziale. Diversa e la forma del getto di combustibile quando l iniezione avviene in camere nelle quali l aria compressa è animata da intensi moti turbolenti (ad es. camere di combustione ad elevata turbolenza del tipo riportato in figura 6.15) in quanto il moto iniziale dell aria, componendosi con quello delle goccioline di combustibile, fa deviare queste ultime dalla loro traiettoria iniziale in misura tanto maggiore quanto più piccole sono le goccioline di combustibile. Si ha allora, per 199

200 effetto del moto dell aria, una diversa distribuzione delle goccioline in seno al getto di combustibile. Il moto dell aria può modificare perciò profondamente il getto iniziale del combustibile e può servire a distribuirlo opportunamente entro tutta la camera di combustione. La formazione della miscela aria-combustibile nelle camere di combustione ad iniezione diretta. Come già ricordato, le camere di combustione ad iniezione diretta si distinguono in: - camere quiescenti, generalmente adoperate nei due tempi diesel di grande potenza. Figura 6.14 a e 6.14b. Fig Camera di combustione ad iniezione diretta ricavate nella testata del cilindro utilizzate nei motori a due tempi lenti. a) Motore Sulzer a due tempi RND 105; b) Motore Sulzer a due tempi RLA 56; - camere ad elevata turbolenza ricavate nella testa del pistone, sulla quale viene realizzato un incavo piuttosto profondo, e generalmente adoperate nei diesel a quattro tempi. Figura e Fig Camere di combustione ad iniezione diretta ricavate sulla testa del pistone utilizzate nei motori a quattro tempi medio-veloci. 200

201 Fig Camere di combustione con precamera ad elevata turbolenza utilizzate nei motori a quattro tempi veloci. Le prime sono caratterizzate da una modesta turbolenza dell aria onde e necessario adoperare iniettori a più fori (8 o 10) di piccolo diametro con i quali servire tutta la camera di combustione. Sono necessarie allora pressioni di iniezione elevate da un minimo di bar fino a bar ed oltre, per conferire ai getti la giusta polverizzazione. Conseguentemente tali camere di combustione si conseguono, nei grandi motori, i minimi consumi specifici di combustibile con eccessi d aria del 120% 150%. Per il particolare processo di combustione (intensa e rapida vaporizzazione del combustibile in seno alla massa d aria) tali camere sono caratterizzate da elevati gradienti di pressione ( bar / grado) cui corrisponde una elevata rumorosità e ruvidezza di funzionamento. La pressione massima del ciclo si aggira su valori molto elevati pari a bar, cui deve corrispondere una grande robustezza dei motori. Nelle camere ad elevata turbolenza, (figura 6.17.), la camera ricavata nel pistone e di diametro massimo più piccolo rispetto ad una camera quiescente mentre e caratterizzata da una maggiore profondità. Fig.6.17 Camera di combustione ad elevata turbolenza. Inoltre la camera e ricavata in posizione spostata rispetto all asse del cilindro, ed anche l iniettore viene montato in posizione asimmetrica rispetto all asse. Tali dissimmetrie vengono adottate per favorire la formazione di vortici d aria orientati in seno al volume della camera di combustione. 201

202 Per tali camere si ha che durante la fine della fase di compressione quella parte dell aria che si trova tra la testa del cilindro e i bordi più alti del pistone viene ricacciata all interno della camera di combustione ricavata nel pistone conservando e incrementando pertanto la vorticosità residua posseduta dall aria per effetto della turbolenza indotta all aspirazione. In tali casi allora la pressione di iniezione può essere minore e si possono pure adoperare iniettori con un minor numero di fori (2 5). Anche la ruvidezza di funzionamento risulta diminuita rispetto al caso precedente a causa del diverso meccanismo di mescolamento del combustibile con l aria. Infatti in tal caso una parte del combustibile iniettato attraverso i fori dell iniettore viene depositato sulle pareti della camera di combustione, venendo così ad essere temporaneamente sottratta alla interazione con l aria. Con il progredire della combustione anche tale quantità di combustibile vaporizza e partecipa alla combustione stessa, ma ciò avviene con maggiore gradualità. Per le camere di combustione di tale tipo si ha in genere che il rapporto tra il diametro in corrispondenza del bordo superiore della camera ricavata nel pistone e il diametro interno del cilindro vale 0,35 0,70 mentre il rapporto tra il volume della camera ricavata nel pistone e l intero volume della camera di combustione e compreso tra 0,75 e 0,90. Riducendo le dimensioni del diametro di ingresso della camera di combustione ricavata nel pistone, si favorisce ulteriormente l azione del moto centripeto dell aria che fluisce dall esterno verso l interno della camera durante la fine della fase di compressione, sicché alla fine di tale fase nel volume racchiuso dalla camera di combustione nel pistone si instaura un intenso moto turbolento con asse di rotazione ortogonale all asse del cilindro come accade nella camera di combustione tipo MAN. Figura

203 Fig Camera ad elevata turbolenza tipo MAN. Nelle camere ad elevata turbolenza l iniezione del combustibile viene realizzata con iniettori aventi uno o più getti orientati in modo da raggiungere tangenzialmente le pareti della camera di combustione, senza lasciare interagire i getti stessi con l aria. In tal modo la conseguente combustione viene regolata dalla quantità di combustibile che viene successivamente vaporizzata per effetto dell inteso moto vorticoso dell aria nella camera stessa. Si ha in tal caso una graduale formazione della miscela con asportazione continua di combustibile dagli strati esterni del film aderente alle pareti e formazione di vapori di combustibile che bruciano raggiungendo il centro della camera. Generalmente, per limitare la vaporizzazione del combustibile durante il percorso dalla sezione di uscita dei fori dell iniettore alle pareti della camera di combustione, la direzione e il verso dei getti di combustibile vengono fatti coincidere con quelli dell aria presente nella camera in maniera da favorire la deposizione sulle pareti. In tali tipi di camere di combustione, per favorire la successiva vaporizzazione del film di combustibile deposto sulle pareti, e necessario che queste ultime si trovino ad una temperatura alquanto elevata ( C), onde la necessità di ricorrere spesso ad accorgimenti particolari per limitare la dispersione di calore da tali zone durante il funzionamento. 203

204 Con queste camere di combustione si conseguono valori del consumo specifico pari a ( ) g/kwh, con elevati valori della, più contenute pressioni massime del ciclo (60 70 bar), valori minori dei gradienti di pressione ( 2,5 4 bar/grado) e quindi della ruvidezza di funzionamento. 204

205 CAPITOLO 7 DISTRIBUZIONE - AVVIAMENTO - INVERSIONE DI MARCIA - IL CARICO DI PUNTA - CENNI SUL RAFFREDDAMENTO In questo capitolo conclusivo che riguarda gli organi ausiliari di un motore ad accensione per compressione, verrà fatto una descrizione di quelle che sono le problematiche che normalmente si hanno sui motori navali(la distribuzione, avviamento, inversione di marcia, ecc.) e si andranno a vedere le scelte operative e progettuali fatte dalle case costruttrici per ovviare a questo tipo di problemi che si sono avuti fin dall'inizio. 1.La distribuzione Nei motori alternativi a combustione interna la distribuzione(che risulta essere un problema un problema di carattere progettuale) è il complesso di meccanismi o a volte, i sistemi oleodinamici e pneumatici, che provvedono a regolare lo svolgimento delle varie fasi (aspirazione,scarico, ecc.) e dell iniezione, assicurando i prestabiliti valori degli anticipi o ritardi delle valvole. Di seguito verranno mostrate due soluzioni tecniche adottate. La figura mostra la distribuzione di un motore diesel GMT a quattro tempi, con due valvole di aspirazione e due di scarico per favorire, come solitamente avviene per questa categoria di motori, il riempimento dei cilindri durante l aspirazione e l espulsione dei gas combusti durante lo scarico. 1.1.L'albero a camme L albero a camme 1 riceve il moto dall albero motore 2 tramite un adatto ingranaggio di rinvio 3; la parte eccentrica del profilo della camma 4 solleva alternativamente la punteria 5, del tipo a piattello, oppure con un rullo interposto, che aziona il bilanciere 6 il quale, a sua volta, oscillando intorno al fulcro intermedio, provoca l apertura della valvola 7 schiacciando la doppia molla elicoidale che assicura il ritorno della valvola stessa sul proprio seggio. Sull albero 1 sono previste poi tante camme 8, quanti sono i cilindri del motore, ciascuna delle quali aziona la pompa 9 di iniezione del combustibile relativa ad ogni singolo cilindro. Gli ingranaggi della distribuzione, infine, comandano il regolatore di governo 10 che, agendo sull asta a cremagliera delle pompe del combustibile, provvede a mantenere la velocità di rotazione del motore sul valore prestabilito, nonché il regolatore di sicurezza 11 che, come e noto, in caso di sovravelocità del motore esclude l alimentazione del combustibile portando la cremagliera a zero. Figura

206 Figura.7.1.Schema della distribuzione di un motore diesel a quattro tempi con cilindri in linea(gmt). 1. Albera a camme; 2. Albero a manovelle; 3. Ingranaggio di rinvio; 4. Camme azionamento valvole di aspirazione e di scarico; 5. Punteria a rulli; 6. Bilanciere; 7. Valvola; 8. Camma azionamenti pompa iniezione del combustibile; 9. Pompa iniezione del combustibile; 10. Regolatore di governo; 11.Regolatore di sicurezza. L'altra soluzione costruttiva, sempre relativa ad un motore con doppia valvola di aspirazione e di scarico, ma con cilindri disposti a V e di qui la presenza di due alberi a camme anziché di uno solo.(figura7.2). Fig.7.2. Schema della distribuzione di un motore diesel a quattro tempi con cilindri a V (MTU). l. Punteria a rulli; 2. Perno di guida; 3. Piastra; 4, Ingranaggio comando albero a camme; 5, Albero a camme; 6. Asta della punteria; 7. Perno a testa sferica; 8, Alberino bilanciere; 9. Bilanciere comando valvole di aspirazione; 10. Bilanciere comando valvole di scarica; 11. Vite di regolazione 206

207 E' importante notare che le valvole devono aprirsi e chiudersi una sola volta per ogni ciclo. Quindi se il ciclo si compie in due giri (quattro tempi) il rapporto di trasmissione albero a manovelle-albero a camme che l ingranaggio deve realizzare e di 2 : 1; se si compie in un giro (due tempi) il rapporto e invece di 1 : 1. In altre parole l albero a camme compie la metà dei giri di quello a manovelle in un motore a quattro tempi, lo stesso numero di giri in un motore a due tempi. Fig.7.3. Schema profili camma e punterie. a) Camma a fianchi rettilinei e nasello con cerchio concentrico; b) Camma a fianchi rettilinei e nasello can cerchio eccentrico; c) Punteria a rullo con camma a fianchi rettilinei; d) Punteria a piattello can camma a fianchi curvilinei. 1.2.Le camme Le camme (figura) hanno una base circolare con una parte eccentrica, o nasello (ABCDE), con i fianchi AB e DE generalmente rettilinei (figura 7.3a, 7.3b); il cerchio di testa del nasello, BCD, può essere concentrico rispetto al cerchio di base (figura 7.3 a) oppure eccentrico (fig. 7.3b). Nelle figura. 7.3c,d si riportano rispettivamente gli schemi di una punteria a rullo con camma a fianchi rettilinei e di una a piattello con camma a fianchi curvilinei. L'altezza H della parte eccentrica corrisponde all'alzata della valvola, sulla quale in alcune realizzazioni la camma può anche agire direttamente. Le camme per motori veloci sono realizzate per stampaggio sull'albero e adeguatamente rifinite, invece per i motori navali sono costruite a parte e poi riportate sull'albero a camme. 1.3.Le valvole a fungo Le valvole a fungo (figura 7.4) sono soggette a forti sollecitazioni termiche e meccaniche, soprattutto la valvola di scarico che a causa del moto alternativo subisce un continuo urto contro la sede della chiusura della valvola. Bisogna tener conto inoltre dei fenomeni di corrosione e di erosione che i prodotti della combustione provocano sulle valvole stesse. Conseguentemente si impiegano acciai a base di tungsteno e molibdeno per le valvole, e per limitare l' usura nella sede 207

208 della valvola si usano dei rivestimenti di stellite che sono delle leghe speciali con notevoli proprietà di durezza. Le valvole vengono generalmente premute sulla sede da due molle coassiali, con tondini di diverse diametro, e ciò allo scopo principale di evitare fenomeni di risonanza pericolosi per l'integrità delle molle stesse. Infatti due molle di diversa conformazione e quindi con differenti periodi naturali oscillazione non risulta possibile raggiungere contemporaneamente per entrambe, sotto la periodica azione deformante esterna, le condizioni di risonanza. Fig Valvola di scarico dei motori a due tempi Sulzer della RTA. 1. Alette di rotazione. 208

209 Nella figura 7.5 si riporta la sezione trasversale degli ingranaggi della distribuzione di un motore diesel a quattro tempi con cilindri a V, vengono messi in evidenza gli ingranaggi di comando delle pompe dell' olio e dell'acqua. Fig.7.5. Sezione trasversale, sugli ingranaggi della distribuzione, di un motore diesel a quattro tempi con cilindri a V. 1. Ingranaggio sull albero a manovelle per comando distribuzione; 2. Ingranaggio satellite per rinvio comando distribuzione; 3. Ingranaggio comando pampa iniezione e alberi a camme; 4. Ingranaggio sull albero a camme destro; 5. Ingranaggio sull albero a camme sinistro; 6. Ingranaggio per commando pompa alimentazione del combustibile; 7. Ingranaggio comando ausiliario; 8. Ingranaggio comando ausiliario; 9.Ingranaggio comando pompa olio; 10. ingranaggio comando pampa circolazione acqua; 11. Pompa acqua; 12, Pompa olio. Per i motori a due tempi a lavaggio unidirezionale, quelli oggi più diffusi, soprattutto nel campo delle grandi potenze, muniti delle sole luci di lavaggio mentre lo scarico avviene attraverso un unica grande valvola sistemata al centro della testata, queste valvole periodicamente possono ruotare (10 15 per ogni ciclo) intorno al proprio asse longitudinale. Figura 7.4. Infatti se la valvola fosse dotata del solo movimento assiale dovuto all'apertura e alla chiusura sarebbe molto facile il verificarsi di surriscaldamenti locali con deformazioni, perdita di tenuta, maggiore usura e 209

210 quindi minore durata della valvola stessa. Tali inconvenienti sono invece notevolmente attenuati quando, in seguito alle periodiche rotazioni, il contatto fra valvola e sede avviene in punti sempre diversi. L'azionamento di queste valvole avviene con il collaudato sistema oleodinamico, in cui il comando tra la pompa ed il pistone è realizzato da un attuatore idraulico con una pressione massima di 180 bar; la chiusura è assicurata da un getto d'aria compressa a 7 bar coadiuvato di molle. 2.Avviamento Nei motori lenti l'avviamento(è chiaramente un problema operativo ) ed è generalmente attuato per mezzo di aria compressa che è inviata ai cilindri, a tempo opportuno, attraverso apposite valvole applicate su tutti i cilindri oppure solo su parte di essi. Per diminuire la resistenza di trascinamento alcuni motori sono provvisti di valvole di decompressione comandate da a mano(per i vecchi motori) o automaticamente(in quelli degli ultimi decenni) che servono a diminuire la compressione all' interno dei cilindri; per i motori a due tempi dove l'albero motore, attraverso la linea d'assi è collegato direttamente all'elica, si devono vincere le resistenze di quest'ultima, perciò l'avviamento deve essere effettuato in modo particolarmente energetico. La distribuzione dell'aria può essere fatta con valvole automatiche oppure con valvole comandate meccanicamente o pneumaticamente (ossia per tutti i motori marini di media e grande potenza). 1) Valvole automatiche. Questo sistema è impiegato su motori di piccole dimensioni. 2) Valvole comandate meccanicamente. Le singole valvole, sono messe in comunicazione con la bombola, vengono aperte a tempo debito, quando esse sono in fase con il motore, dagli appositi eccentrici dell'albero della distribuzione. 3) Avviamento elettrico: Viene impiegato nei motori con potenze fino a qualche migliaio di kw, l'avviamento viene eseguito per mezzo di motori elettrici. 4) Valvole comandate pneumaticamente. Quest ultima, con una pressione di bar, viene introdotta in genere in ciascun cilindro tramite apposita valvola di avviamento durante il tratto di corsa del pistone: relativo all espansione durante il quale le luci o le valvole sono completamente chiuse; in pratica sono completamente chiuse; in pratica perciò l apertura della valvola di avviamento inizia qualche grado (5 8 ) dopo il PMS relativamente alla corsa di espansione e finisce con un po di anticipo rispetto all apertura della valvola o delle luci di scarico. Figura

211 Bisogna notare tuttavia che all atto dell avviamento, in luogo dell espansione, si verifica nei cilindri una fase di ammissione, o introduzione, di aria a pressione all incirca costante (fase molto simile a quella delle vecchie motrici alternative a vapore); il lieve anticipo alla chiusura della valvola di avviamento, rispetto all apertura delle luci o della valvola di scarico, provoca anche una piccola espansione che deve comunque essere assai contenuta per non raffreddare i cilindri con conseguenti problemi per l'autoaccensione del combustibile. Alla luce di quanto detto l angolo disponibile per l avviamento va quindi all incirca da 5 8 dopo il PMS sino all apertura della valvola o delle luci di scarico che avviene, come e noto, con un certo anticipo rispetto al PMI. Con gli usuali diagrammi della distribuzione l ampiezza angolare dell avviamento risulta, mediamente, sui 140 nei motori a quattro tempi e sui 120 nei motori a due tempi. Nella pratica operativa, per risparmiare sul quantitativo di aria immesso, l avviamento dura all incirca l00 o poco più, e l'introduzione dell aria avviene tutta a pressione praticamente costante con una leggera espansione finale. Fig.7.6. Valvola di avviamento a comando pneumatico tipo FIAT. 1. Funga della valvola; 2. Stelo della valvola; 3. Stantuffino; 4. Ingresso aria avviamento proveniente dai serbatoi; 5. Molla; 6. Flangia; 7. Stantuffo; 8. Cilindro; 9. Coperchio; I0. Vano; 11. Ingresso aria di manovra proveniente dalla valvola distributrice. Con riferimento alla figura 7.6. si nota il fungo della valvola 1 ed il suo stelo 2 che porta superiormente lo stantuffino 3 il cui diametro e uguale a quello del fungo in modo che la valvola risulti equilibrata. Infatti, l aria compressa di avviamento 4 proveniente dai serbatoi agisce in senso 211

212 opposto sul fungo della valvola 1 e sullo stantuffino 3. La chiusura della valvola e assicurata dalla molla 5 la quale agisce sulla flangia 6 di cui e munita l asta superiormente. Sulla stessa flangia appoggia lo stantuffo 7 scorrevole nel cilindro 8 chiuso superiormente con il coperchio 9. L aria compressa, che deve agire nel cilindro motore, giunge da 4 nel vane 10 ma non può fare aprire la valvola 1 perché essa, come si e detto, e equilibrata; l apertura e invece ottenuta inviando aria compressa 11 proveniente, a volte a pressione più bassa rispetto a quella dell aria di avviamento, dalla valvola distributrice o valvola pilota, della camera superiore del cilindro 8 dove, agendo sullo stantuffo 7, vince l azione antagonista della molla 5 e fa abbassare la valvola 1. Questa si chiude quando, ancora su comando della valvola distributrice, l aria presente nella camera superiore del cilindro 8 defluisce dalla stessa tubazione attraverso la quale era stata immessa. Quando si tratta di avviare un motore a più cilindri bisogna disporre le cose in mode che l aria compressa sia inizialmente inviata in tutti i cilindri, poi, appena il motore entra in rotazione, sia sospesa alla metà dei cilindri facendo agire in questi gli iniettori, infine sia sospesa l aria compressa anche ai rimanenti cilindri facendo funzionare anche questi con combustibile. Interessa subito ricordare che durante il funzionamento ad aria compressa si deve assolutamente evitare che i polverizzatori entrino in funzione perché in seguito a successive pompate potrebbe accumularsi nel cilindro una notevole quantità di nafta la quale accendendosi in presenza della rilevante quantità di aria che si trova nel cilindro potrebbe dar luogo, come e avvenuto in alcuni casi, a delle esplosioni con conseguenze disastrose. Le valvole di intercettazione sono pertanto collegate alle pompe del combustibile nel senso che quando entrambe le valvole sono aperte, tutte le pompe sono messe fuori servizio, quando ne rimane aperta una sola, restano escluse soltanto le pompe del corrispondente gruppo di cilindri; e infine, quando le due valvole sono chiuse, tutte le pompe entrano in funzione. 212

213 Fig.7.7. Testata di motore diesel a due tempi a correnti ripiegate(gmt). 1. Valvola di avviamento; 2. Iniettore; 3. Valvola di sicurezza; 4. Passaggio acqua di raffreddamento; 5. Testa stantuffo; 6. Canna cilindro; Nella figura 7.7 si riporta, in conclusione, lo schema semplificato del circuito dell aria di avviamento con riferimento ad un motore diesel a due tempi della GMT. I gruppi elettro-compressori 1 alimentano i serbatoi 2 dai quali l aria di avviamento giunge alla valvola principale di intercettazione 3 mentre l aria per la manovra arriva da 4 alla bombola di bassa pressione 5 dalla quale passa alle valvole distributrici 6. L aria di manovra, prima di essere immessa nella valvola di avviamento per provocarne l apertura, raggiunge, attraverso le tubazioni 7 la valvola di blocco 8 del viratore che, quando il viratore e ingranato, non consente all aria proveniente dalla valvola distributrice di raggiungere né la valvola di intercettazione me quindi quella di avviamento. Quando il viratore non e inserito, allora la valvola di blocco 8 consente il passaggio dell aria di comando che, attraverso la tubazione 9 raggiunge la valvola di intercettazione 3 che viene aperta consentendo l immissione nella valvola dell aria di manovra e di quella di avviamento. La capacità dei serbatoi viene stabilita, come detto, in relazione alla possibilità di consentire, per ciascun motore, un certo numero di avviamenti consecutivi. Da notare che con la diffusione dell elica a passo variabile, che consente l'inversione di marcia senza cambiare il senso di rotazione del motore, le dimensioni dei serbatoi dell aria sono andate gradualmente riducendosi fino a garantire al massimo solo sei avviamenti consecutivi. La figura 7.7 mostra la testata del motore diesel a due tempi a lavaggio trasversale GM T600 nella quale sono visibili, tra gli altri organi, la valvola di avviamento con la valvola di sicurezza che deve aprirsi nel caso la pressione nel cilindro superi i valori massimi ammissibili. Aumenti di pressione non previsti si possono infatti verificare per un accumulo di combustibile, che brucia poi istantaneamente, in particolare se in fase di avviamento vengono a mancare le primo 213

214 accensioni quando si passa dal funzionamento ad aria a quello con il combustibile, oppure per un eccessivo anticipo all'iniezione. Si aggiunga che nelle parti del motore che eventualmente possono andare soggette a pressioni più elevate di quelle previste, si applicano a volte dei tappi di sicurezza i quali sono provvisti di un diaframma di metallo (rame o ferro dolce) di spessore conveniente in modo che si sfondi quando la pressione supera un certo valore limite. 3.L' Inversione di marcia L inversione della spinta è una particolare necessità delle installazioni marine, e può servire sia per esigenze di manovra (marcia indietro) sia per l arresto della nave(risulta essere si a un problema operativo che progettuale); essa può essere ottenuta sia invertendo l inclinazione delle pale che il senso di rotazione dell elica. Quando non si dispone di un elica a passo variabile si ricorre all inversione del moto dell albero portaelica. Per adempiere a questo scopo nei motori di potenza modesta si impiega generalmente un inversore ad ingranaggi interposto fra il motore e l albero portaelica nei motori di potenza elevata invece si effettua direttamente l inversione del senso di rotazione del motore Si osserva però che le camme predisposte per un senso di rotazione dell albero motore (marcia avanti) non possono essere utilizzate se l albero motore deve ruotare in senso contrario (marcia indietro) per invertire il verso della spinta dell elica. Cioè appare evidente se si pensa che le fasi non sono mai perfettamente simmetriche rispetto ai punti morti ed inoltre, poiché per un certo senso di rotazione esse seguono l ordine aspirazione - iniezione - scarico, invertendo il senso di rotazione con le stesse camme, all aspirazione seguirebbe lo scarico, il che e ovviamente incompatibile con il funzionamento del motore e il problema dell inversione di marcia e perciò risulta essere geometrico e quindi progettuale, ed è stato risolto dai progettisti cambiando la forma di ogni camma nella sua simmetrica rispetto a quello fra i piani assiali dell albero a camme che giace verticale quando lo stantuffo è al punto morto superiore. La soluzione comunemente adottata allo scopo consiste nel predisporre due serie di camme, ognuna orientata con gli sfalsamenti angolari necessari per un determinato senso di rotazione. In altre parole, allorché lo stantuffo si trova al PMS, le due serie di camme risultano con i vari angoli di sfalsamento perfettamente simmetrici rispetto al piano verticale passante per l asse dell albero. Nei motori a quattro tempi si hanno perciò due serie di tre camme per ciascun cilindro: una per la valvola di aspirazione, una per quella di scarico, una per la pompa di iniezione; sono previste 214

215 inoltre altre due camme per la valvola distributrice di avviamento, ciascuna delle quali interviene solamente durante la relativa operazione. Con riferimento al verso di marcia (avanti o indietro) le punterie dovranno essere azionate dall una o dall altra serie. Pertanto, quando si vuole cambiare il verso di marcia, si allontanano dai rispettivi eccentrici i rulli dei bilancieri o delle punterie e si fa scorrere longitudinalmente l albero della distribuzione in modo da portare sotto ai rulli la serie di eccentrici della retromarcia; successivamente si rimettono a posto i bilancieri portando i rulli a contatto. Può verificarsi però una eventualità che consente l inversione con un semplice spostamento angolare dell albero a camme: riguarda il caso in cui si debbano invertire le camme di una sola funzione operativa ed il loro profilo sia simmetrico, Tale situazione si verifica nei motori a due tempi con luci di lavaggio e di scarico per i quali il problema della distribuzione e molto semplificato perché la durata delle fasi (espansione, lavaggio, ecc.) e regolata dall altezza delle luci stesse e per ogni cilindro le camme si riducono ai distributori di avviamento ed alle pompe di iniezione, dispositivi non soggetti ad ubicazione obbligata e perciò raggruppabili su di un corto albero a camme. Questo può essere suddiviso, per i due tipi di apparecchi, in due parti separate con inversione indipendente, realizzando cosi anche la prima delle condizioni detta in precedenza, la quale e necessaria a determinare in modo univoco l angolo di cui l albero deve ruotare. Tale rotazione é infatti se con si indica l angolo acuto che l asse di simmetria del profilo forma con la verticale quando lo stantuffo e al PMS. L inversione avviene mediante adatti dispositivi, tra questi se ne riporta in figura un tipo molto semplice che prende il nome di giunto inversore. Esso è costituito da: 1 e l albero conduttore, 2 e quello condotto trascinato dal primo mediante appendici che vanno a scontrare con le sporgenze interne 3 dell albero condotto stesso. Quando avviene l inversione del movimento l albero 1 abbandona quello 2 e prima di trascinarlo nuovamente deve ruotare dell'angolo, quindi se 1 è collegato cinematicamente con l'albero motore, cambiando la marcia 2 resta sfalsato dell'angolo. Figura

216 Fig.7.8. Sezione di giunto inversore. 1. Albero Conduttore; Albero condotto; Sporgenza interna. 4.Il problema del carico di punta Andremmo in questo paragrafo a studiare il comportamento che ha il carico inerziale sulla biella, questo problema che normalmente è trascurato nei motori veloci o meglio risulta essere di minor influenza rispetto a quello dinamico, risulta essere vitale per i motori navali lenti in quanto la rotazione della manovella induce delle forze di inerzia sulla biella non trascurabili. Per trovare il punto maggiormente sollecitato, si pone la biella perpendicolare alla manovella e si valuta il momento flettente massimo dovuto alle masse accelerate(viene chiamato colpo si frusta) tenendo presente che in tale posizione l 'accelerazione del piede di biella può ritenersi prossima allo zero. Figura 7.9. Fig.7.9. Diagramma delle tensioni del colpo di frusta per la biella. 216

217 La biella può essere quindi assimilata ad una trave appoggiata agli estremi e sollecitata da un carico, costituito dalle forze di inerzia agenti su di essa, distribuito linearmente con valore zero al piede. Le forze di inerzia, per unità di lunghezza, si ottengono moltiplicando le masse per unità di lunghezza, per le rispettive accelerazioni. Nell ipotesi semplificativa che la biella, di massa M, abbia sezione uniforme, la massa per unità di lunghezza m, indicati con ρ la densità del materiale e con A la sezione trasversale del fusto, vale: Le accelerazioni, lungo l asse della biella, come detto in precedenza, variano linearmente dal valore zero al piede al valore massimo in corrispondenza della testa. Indicata con la velocità di rotazione della manovella e con il suo raggio, tale accelerazione massima vale: Da cui il carico massimo per unità di lunghezza vale: Quanto detto viene schematizzato in Figura Fig La disposizione del carico a seguito del colpo di frusta nella biella. Il calore del momento flettente, in corrispondenza di una generica sezione, vale: Mentre la funzione taglio è: 217

218 Il momento flettente, assume il valore massimo in corrispondenza della sezione in cui il taglio si annulla. sostituendo nell' equazione del momento flettente otteniamo: è dato in Nm, quando ed sono espressi in metri e viene misurato in rad/s. Si determina la tensione massima di flessione con riferimento ad una sezione posta a circa del piede di biella avente modulo di resistenza alla flessione Questa tensione coesiste con la tensione di compressione dovuta alla forza N che agisce in direzione della biella. Quando la biella è perpendicolare alla manovella l'angolo vale: e la pressione all'interno del cilindro, in prima approssimazione, si può porre: La tensione, indicata con l'area del pistone, e con A la sezione trasversale della biella, vale pertanto: Una verifica alquanto grossolana può essere condotta verificando che: i valori della tensione ammissibile possono essere posti in prima approssimazione pari a: 218

219 5.Cenni sul raffreddamento E' noto dai principi generali di funzionamento delle macchine che i motori alternativi a combustione interna devono essere raffreddati per mantenere le varie parti e gli organi del motore (camere di combustione, canne dei cilindri, pistoni, valvole, ecc.) a temperature ammissibili per la resistenza e la durata dei materiali e per la buona conservazione dell olio lubrificante. Una temperatura eccessiva può infatti provocare dilatazioni anormali degli organi, combustione dell olio o comunque degradazioni delle sue capacita lubrificanti, accensioni irregolari, con conseguenti guasti o inconvenienti quali, ad esempio, bruciature o il vero e proprio grippaggio del motore, consistente nel blocco dei pistoni nei cilindri con rigature e danni di vario tipo. D altra parte e opportuno precisare che, se pur fosse possibile evitare la refrigerazione, il lavoro prodotto dal fluido motore non aumenterebbe affatto proporzionalmente, come invece a prima vista potrebbe sembrare. Infatti indagini sperimentale hanno consentito di appurare che il calore sottratto durante la refrigerazione viene mediamente cosi a ripartirsi tra le varie fasi: assente nella compressione (quello che si sottrae non e calore prodotto dal combustibile, ma calore dovuto al lavoro di compressione), 1/6 durante la combustione, 2/6 durante l espansione ed i rimanenti 3/6 durante lo scarico. Di tali aliquote solo 1/6 relativo alla combustione e i 2/6 relativi all espansione sarebbero in una certa misura recuperabili, mentre tutto il resto andrebbe solo ad aumentare le perdite per calore asportato dai gas di scarico e per calore trasmesso all esterno, essendo in tal caso le pareti del motore a temperatura maggiore. I livelli di temperatura ammissibili variano a seconda del tipo e delle caratteristiche del motore; per una utile valutazione a riguardo la figura riporta la distribuzione delle temperature, al 100% del carico, all interno di un cilindro del motore diesel a quattro tempi della Sulzer ZA40 che alla velocità di rotazione di 660 giri/min e con una pressione media di combustione di = 21,9 bar, eroga 660 kw/cilindro. Figura

220 Fig.7.11 Andamento delle temperature sulle pareti della camera di combustione di un motore a quattro tempi (Sulzer ZA40). P = 660 kw/cilindro; n = 660 giri/min; pme = 21,9 bar. 1. Ingresso olio raffreddamento pistone; 2. Mantello del pistone; 3. Uscita olio raffreddamento pistone; 4. Acqua raffreddamento testata bore cooled; 5. Iniettore; 6. Valvola di scarico; 7. Acqua raffreddamento sede valvola di scarico; 8. Corona del pistone in acciaio legato raffreddato con sistema bore cooling; 9. Passaggio acqua raffreddamento canna cilindro; 10. Involucro cilindro. Come prevedibile la parte più calda è la valvola di scarico (375 C nella faccia interna, seguita dallo stantuffo con temperatura molto variabile nei diversi punti(365 C); le pareti interne del cilindro hanno temperature decrescenti dalla zona di combustione (la massima è 200 C). 5.1.Circuito di raffreddamento Un esame dettagliato dei circuiti di raffreddamento si presenta alquanto laborioso e non risulterebbe nemmeno di molta utilità considerando che le soluzioni e gli schemi di impianto adottati caso per caso dalle Case costruttrici differiscono spesso in relazione al tipo, alle caratteristiche ed alla sistemazione del motore, al tipo di nave e via di seguito. Conviene perciò limitarsi a mettere in luce gli aspetti essenziali del problema, osservando preliminarmente che per i motori diesel a due tempi vi sono di solito i seguenti circuiti; - raffreddamento cilindri e testate; - raffreddamento stantuffi; - raffreddamento polverizzatori. Il fluido di servizio in essi circolante é acqua dolce (per gli stantuffi ed i polverizzatori si adoperano spesso l' olio ed il combustibile rispettivamente) ed è a sua volta raffreddato da acqua di mare in 220

221 un circuito aperto che comprende anche, di solito, il raffreddamento dell' olio lubrificante e dell'aria di lavaggio. A titolo di esempio si riporta in figura 7.12 il circuito semplificato di raffreddamento ad acqua di mare del motore Sulzer della RTA. Nello scambiatore 5 circola come si e detto l acqua di mare. Le pompe 2 inviano l'acqua di mare, alla pressione di circa 2 bar, prima al refrigeratore dell olio lubrificante 3, dopo di che un aliquota va a raffreddare l aria di lavaggio 4 e poi il fluido refrigerante degli stantuffi 5, mentre la restante aliquota refrigera l acqua dei cilindri in 6, disposto in parallelo con lo scambiatore 5; entrambi i flussi vengono infine convogliati allo scarico in mare 8. Nelle condizioni previste in progetto l acqua di mare entra a 32 C, valore massimo della temperatura che si registra ai Tropici, ed al termine di tutto il percorso esce a 48 C. Si osservi che con il sistema di raffreddamento illustrato, tutti gli scambiatori sono attraversati da acqua di mare che funge da fluido freddo e dunque i materiali adoperati, per poter resistere alla 221

222 corrosione, devono essere realizzati solitamente in acciaio o in lega rame/nichel e quindi risultano piuttosto costosi. Il vantaggio di tale sistema consiste nel fatto che esso richiede solo due pompe: una per far circolare l acqua di mare, l altra per far circolare l acqua dolce per il raffreddamento dei cilindri. E' possibile però effettuare il raffreddamento utilizzando esclusivamente acqua dolce, che verrà a sua volta raffreddata con acqua di mare in un unico scambiatore che dovrà essere realizzato con materiali resistenti alla corrosione mentre per gli altri si potranno impiegare materiali meno costosi. Lo svantaggio di tale sistema consiste nel fatto che esso richiede tre pompe: una per far circolare l acqua di mare, una per far circolare l acqua dolce ad alta temperatura per il raffreddamento dei cilindri, la terza per far circolare l acqua dolce a più bassa temperature per il raffreddamento dell olio lubrificante e dell aria di lavaggio. Precisiamo che l'esigenza di rendere più efficiente il sistema di raffreddamento della testata, della canna del cilindro e della testata dello stantuffo, nacque essenzialmente per effetto dell'aumento della pressione massima di combustione che aveva raggiunto valori superiori ai 100 bar. Di conseguenza gli organi prima citati, a contatto con i gas combusti, dovevano essere realizzati di notevoli spessori per poter resistere alle elevate sollecitazioni che pressioni cosi alte comportavano e per di più tali spessori dovevano crescere, ovviamente, all aumentare delle dimensioni del cilindro. Tale disegno contrastava però con l esigenza del necessario smaltimento del calore e pertanto gli organi a contatto con i gas combusti raggiungevano temperature incompatibili con un funzionamento del motore affidabile nel tempo. Il sistema bore cooling, grazie ad una serie di piccoli canalini percorsi dal fluido refrigerante e praticati all interno delle pareti degli organi da raffreddare, consente un efficace smaltimento del calore senza peraltro indebolire le strutture, e quindi di mantenere le temperature entro i limiti prefissati. In particolare, poi, per quanto riguarda la testa dello stantuffo, il trasferimento del calore viene facilitato dall energico sbattimento cui e sottoposto il liquido refrigerante che si trova sotto la testa dello stantuffo stesso. La maggiore difficoltà nella realizzazione di tale sistema è di tipo tecnologico e pertanto la sua diffusione e stata possibile quando la tecnica ha reso disponibili macchine in grado di effettuare le particolari lavorazioni richieste. Nelle seguenti rappresentazioni vengono messe in evidenza le modifiche apportate dalla Sulzer negli anni nei motori a due tempi. Figura

223 Fig Modificazioni subite negli anni dal sistema di raffreddamento canne cilindri dei motori diesel a due tempi Sulzer. Fig Effetto delle sollecitazioni meccaniche del sistema bore cooling di raffreddamento testate cilindri per i motori a due tempi Sulzer. Con questa tecnica, pur aumentando gradualmente la potenza per cilindro e la pressione massima, le sollecitazioni meccaniche sono prima addirittura diminuite, mantenendosi poi all'incirca costanti negli anni 1976 al Fig.7.15 Effetto delle sollecitazioni meccaniche del sistema di raffreddamento stantuffi a fori ciechi per i motori a due tempi Sulzer. La figura riporta la medesima 223