METODOLOGIE AVANZATE DI CALCOLO FLUIDODINAMICO PER MOTORI AUTOMOBILISTICI AD ALTA POTENZA

Transcript

1 Alma Mater Studiorum Università di Bologna DOTTORATO DI RICERCA IN INGEGNERIA DELLE MACCHINE E DEI SISTEMI ENERGETICI Ciclo XXI Settore scientifico disciplinare di afferenza: ING-IND/08 METODOLOGIE AVANZATE DI CALCOLO FLUIDODINAMICO PER MOTORI AUTOMOBILISTICI AD ALTA POTENZA Presentata da: Federico Tosetti Coordinatore Dottorato: Relatore: Chiar.mo Prof. ing. Davide Moro Chiar.mo Prof. ing. Giuseppe Cantore Esame finale anno 2009

2 INDICE Introduzione...4 Capitolo 1: La Simulazione monodimensionale di un motore Introduzione alla simulazione monodimensionale nei motori Cenni sul metodo numerico di soluzione...7 Capitolo 2: Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Introduzione La strategia analizzata Modellazione del motore studiato Simulazione del ciclo guida europeo Influenza sul consumo di combustibile Influenza sulla temperatura di parete dei catalizzatori...27 Capitolo 3: Studio di una metodologia per l ottimizzazione integrata delle prestazioni e dell acustica di un motore Introduzione Richiami di acustica nei motori Modellazione del motore studiato Validazione prestazionale ed acustica Analisi dell influenza dell albero a gomiti...47 Capitolo 4: Modellazione a parametri concentrati di una pompa a palette di lubrificazione di un motore Introduzione Modellazione della macchina studiata Validazione numerico-sperimentale Analisi numerica

3 Capitolo 5: Analisi CFD 3D del processo di combustione in un motore ad alta potenza specifica da competizione Introduzione al codice di calcolo ed alle simulazioni di combustione Analisi del processo di combustione: influenza del moto reale del pistone Analisi del processo di combustione: miglioramento della modellazione dello scambio termico a parete...76 Conclusioni...89 Bibliografia...92 Ringraziamenti

4 Introduzione INTRODUZIONE L attività di ricerca compiuta nel corso del Dottorato in Ingegneria delle Macchine e dei Sistemi Energetici si è svolta prevalentemente nel campo dei motori endotermici alternativi ad alta potenza, in relazione ai quali lo studio è stato condotto nell ambito della fluidodinamica computazionale, sfruttando come strumenti di analisi dei codici di calcolo dedicati, sia di tipo monodimensionale, per simulazioni di ciclo dell intero propulsore, che di tipo tridimensionale, per analisi di dettaglio di determinati aspetti. Accanto a ciò, l approccio numerico a parametri concentrati è stato applicato con ottimi risultati anche ad un altra tipologia di macchine a fluido volumetriche, indagando il funzionamento di un componente idraulico accessorio di un motore ad alte prestazioni, che era in fase di sviluppo durante l analisi svolta. Il presente lavoro di tesi è organizzato complessivamente in cinque capitoli, il primo dei quali riporta una sintetica introduzione al calcolo numerico monodimensionale, che rappresenta l ambito di ricerca principale su cui si è studiato in questi anni, mentre i quattro capitoli successivi hanno lo scopo di presentare altrettanti lavori che costituiscono argomenti di ricerca sviluppati nel corso del Dottorato e da cui sono derivate alcune pubblicazioni scientifiche internazionali. Più in dettaglio, il secondo capitolo presenta un analisi, realizzata con il codice di calcolo GT- Power (Gamma Technologies), riguardante un approccio innovativo alla pratica della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale in un motore a ciclo Otto ad elevate prestazioni, al fine di ridurne i consumi di combustibile e le emissioni inquinanti. Sono state considerate diverse strategie di deattivazione dei cilindri ed una particolare configurazione del sistema di scarico, con analisi svolte sia a pieno carico, che a carico parziale, considerando il ciclo guida europeo. Il terzo capitolo presenta uno studio, realizzato con il codice di calcolo Wave (Ricardo Software), finalizzato alla messa a punto di una metodologia integrata di analisi ed ottimizzazione sia delle prestazioni, sia dell acustica di un motore ad alta potenza, di produzione corrente. Realizzato il modello di tale unità, esso è stato validato da un punto di vista prestazionale ed acustico, cercando di determinare il miglior compromesso nella modellazione dei principali componenti del motore, al fine di mediare fra le esigenze opposte di accuratezza dei risultati acustici e di contenimento dei tempi di calcolo. Il modello è stato poi sfruttato per un analisi dell influenza della geometria dell albero motore sulle prestazioni e sul suono del propulsore. Il quarto capitolo riguarda l attività svolta nel campo dell idraulica 4

5 Introduzione nel veicolo mediante l ambiente di simulazione AMESim (LMS Software), con cui si è messo a punto un modello a parametri concentrati particolarmente dettagliato di una pompa a palette a cilindrata variabile, che è attualmente utilizzata per la lubrificazione di un motore di serie ad elevate prestazioni, caratterizzata pertanto da condizioni operative gravose. In particolare, sfruttando i dati di una approfondita campagna sperimentale realizzata su un prototipo della macchina opportunamente modificato, da parte di un gruppo di ricerca del Dipartimento di Energetica S. Stecco dell Università di Firenze, il modello è stato validato su tutto il range operativo della pompa, ed è stato successivamente sfruttato per diverse analisi numeriche predittive del comportamento fluidodinamico della macchina e dei carichi legati al suo funzionamento, al fine di valutarne aspetti difficilmente misurabili e di individuare le linee guida per l ottimizzazione del layout costruttivo della pompa. L ultimo capitolo presenta invece l attività di simulazione tridimensionale svolta, introducendo dapprima il codice utilizzato, vale a dire KIVA 3, sviluppato presso il Los Alamos National Laboratory (New Mexico, USA) e capace di risolvere numericamente flussi non stazionari bidimensionali e tridimensionali, sia laminari che turbolenti, supersonici o subsonici, di tipo monofase o multifase dispersi. Grazie a questo codice di calcolo, estremamente flessibile per la struttura di tipo open source che lo caratterizza, è stato possibile addentrarsi all interno del motore in maniera più specifica, prendendo in esame il processo di combustione, di fondamentale importanza per tutte le tipologie di propulsori. Fra le attività di ricerca compiute, si presentano uno studio dell influenza del moto reale del pistone sul processo di combustione e l implementazione di una metodologia migliorativa di calcolo dello scambio termico a parete attraverso le superfici di pistone, della testa e del cilindro. Sperando di aver suscitato almeno un pizzico di interesse in ogni eventuale futuro lettore, ci si addentra ora nell elaborato di tesi che conclude il percorso universitario compiuto in qualità di dottorando di ricerca in Ingegneria Meccanica. 5

6 1 La simulazione monodimensionale di un motore CAPITOLO 1: LA SIMULAZIONE MONODIMENSIONALE DI UN MOTORE 1.1 Introduzione alla simulazione monodimensionale nei motori Per gli studi di impostazione, per la progettazione e, in generale, per l analisi del funzionamento dei motori a combustione interna, riveste grande importanza una particolare tipologia di software definiti monodimensionali, che in maniera versatile ed efficace permettono la modellazione dell intero sistema motore al fine di simularne il funzionamento, con una elevata velocità di esecuzione dei calcoli di simulazione, consentendo di ridurre il numero di costose e complesse prove sperimentali. Fra questi software, nello specifico campo dei motori endotermici alternativi, gli strumenti più diffusi sia a livello universitario che industriale, sono senza dubbio il codice GT-Power di Gamma Technologies ed il codice Wave di Ricardo Software, entrambi modelli di calcolo gasdinamico che si propongono di risolvere le equazioni di bilancio della massa, della quantità di moto e dell energia in funzione del tempo e dello spazio, mediando la soluzione di tali equazioni sull asse del condotto, per mezzo di una formulazione monodimensionale alle differenze finite. Le equazioni citate, fondamentali per lo studio del moto dei fluidi, sono di seguito riportate. Equazione di conservazione della massa: ρ r r + ( ρ V ) = 0 t Equazione di conservazione della quantità di moto: r DV r r ρ = p + τ + Dt Equazione di conservazione dell energia: S M (1) (2) DE r r r r r r ρ = ( pv ) + ( V τ ) + ( K T ) + S E (3) Dt 6

7 1 La simulazione monodimensionale di un motore 1.2 Cenni sul metodo numerico di soluzione Questa tipologia di codici opera una discretizzazione del dominio di calcolo (costituito dalla rete di volumi, condotti e giunzioni che modella il propulsore) in un certo numero di volumi di controllo, di ampiezza V, per ciascuno dei quali vengono scritte le relative equazioni differenziali (1 3); ovviamente, quanto più fitta è tale discretizzazione, tanto maggiore risulta l accuratezza dei risultati ottenuti. Solitamente il valore di V viene definito in funzione del diametro del condotto e la sua variazione all interno del modello deve essere graduale, in maniera da favorire la convergenza dei risultati. In generale, una volta definito V, si mantiene costante il suo valore per tutti i condotti caratterizzati dalla stessa temperatura e dalle stesse condizioni di moto del fluido. Le equazioni sono quindi risolte in forma di differenze finite: il solutore si occupa infatti di integrare le equazioni differenziali sia nel tempo che nello spazio, trasformandole in un sistema di equazioni algebriche non lineari. Il codice è in grado di risolvere sia problemi stazionari che problemi non stazionari, mentre le variabili fondamentali di cui si cerca la soluzione sono la densità, la portata in massa e l energia interna del sistema: in particolare, le quantità scalari primarie (densità, energia interna) e secondarie (temperatura, pressione, entalpia totale) sono calcolate nei centri delle celle, quelle vettoriali primarie (come la portata in massa) e secondarie (quali la velocità) ai confini delle celle stesse. In conseguenza a ciò, le equazioni scalari di conservazione della massa e dell energia sono risolte per ciascuno dei volumi elementari in cui si è suddiviso il dominio di calcolo, mentre l equazione vettoriale di conservazione della quantità di moto è risolta solamente ai confini dei volumi stessi. Una tecnica d integrazione comunemente utilizzata è detta time marching: partendo dalle condizioni iniziali imposte dall utente si realizza un transitorio numerico fittizio, privo di ogni significato fisico, che in una serie di intervalli temporali successivi converge, almeno teoricamente, all effettiva soluzione stazionaria. Questo tipo di approccio richiede una discretizzazione temporale del sistema attraverso la definizione di un passo temporale che consenta di ricavare la soluzione corrispondente ad un dato istante (t+ t) partendo da quella nota all istante precedente (t). Affinché la soluzione ottenuta da una simulazione numerica abbia significato fisico, è necessario che il dominio numerico del tempo sia contenuto all interno di quello reale. Se questo non accade, la soluzione viene calcolata in un istante in cui le informazioni non sono ancora fisicamente giunte nel punto spaziale considerato. Per questo motivo il passo temporale deve essere più piccolo o, al limite, uguale al tempo 7

8 1 La simulazione monodimensionale di un motore necessario alle informazioni per propagarsi attraverso ciascun volume discreto. In particolare, la condizione limite, che prende il nome di condizione di Courant, determina il valore massimo di t nel modo seguente: x t 0. 8 (4) u + c nella quale il termine al denominatore rappresenta la velocità con cui si trasmettono le informazioni all interno del sistema, data dalla somma della velocità del fluido (u) e della velocità del suono (c). Come accennato, il solutore si occupa di integrare le equazioni differenziali sia nel tempo che nello spazio, trasformandole in equazioni algebriche. Si ottiene così un sistema di equazioni algebriche non lineari del tipo: u + t [ A( u) ] { u} = { } T n (5) in cui: [ A( u) ] { u} { T n } u t è la matrice che dipende dalle caratteristiche geometriche e dalle incognite; è il vettore delle incognite; è il vettore dei termini noti; rappresenta la fluttuazione instazionaria introdotta dal time marching. Partendo da condizioni iniziali note si determina il valore della fluttuazione, detta anche residuo. Il processo di calcolo prosegue quindi in maniera iterativa fino a quando la differenza tra la soluzione al passo (n+1) e quella al passo (n) non risulta minore di un certo valore, ossia fino a quando il residuo non è sufficientemente piccolo. Il modello viene inizializzato con condizioni al contorno specificate in un opportuno file di input; in seguito, il solutore prosegue integrando nel tempo le equazioni di conservazione fino a raggiungere il numero massimo di cicli o il tempo massimo d integrazione che sono stati fissati, oppure, fino a quando sono soddisfatti contemporaneamente tutti i criteri di convergenza fissati dall utente. Giungere a convergenza significa trovarsi nella condizione nella quale il flusso raggiunge un regime stazionario in cui tutte le variabili termodinamiche assumono un valore costante nel 8

9 1 La simulazione monodimensionale di un motore tempo. Se questa condizione non viene raggiunta entro il massimo numero di cicli imposti, il codice interrompe la simulazione e segnala in output il mancato raggiungimento della convergenza. Tutti i dati forniti dal solutore durante la simulazione vengono raccolti all interno di opportuni file di output, unitamente a tutte le grandezze termofluidodinamiche calcolate, mentre ciascuna sessione di calcolo tipicamente è costituita da una sequenza di casi che si differenziano tra loro per i valori assegnati ai parametri geometrici o di funzionamento che caratterizzano un dato modello. Risulta opportuno specificare che nei software di tipo monodimensionale le variabili del modello dipendono soltanto dalla coordinata assiale e dal tempo. Questo fatto, come già accennato, implica una maggiore rapidità di calcolo, che rende questa tipologia di codici molto competitiva in tutti quei problemi in cui non interessa indagare in dettaglio sulla geometria specifica del sistema: un software monodimensionale non è adatto per studiare, ad esempio, l influenza della geometria di una sezione di passaggio sul flusso che la attraversa, mentre sono facilmente calcolabili le pressioni e le portate puntuali del flusso all uscita. Le proprietà termodinamiche dei fluidi sono basate sull equazione dei gas perfetti per le miscele aria/benzina, per combustibili composti da carbonio, idrogeno, ossigeno ed azoto. La soluzione numerica del problema permette quindi di analizzare la dinamica delle onde di pressione, i flussi di massa e le perdite di energia del fluido nel sistema; il propulsore viene infatti schematizzato come un circuito in cui l aria entra, attraversa condotti, giunzioni e volumi, e poi esce. Tale schematizzazione del sistema è possibile sfruttando gli oggetti contenuti nelle diverse librerie di modellazione dei software, che costituiscono appunto i blocchi di base per creare il modello, e richiedono una serie di dati di input che li caratterizzino. Tra questi oggetti, i volumi sono considerati elementi zero-dimensionali: al loro interno non si registrano variazioni di pressione, di velocità o di temperatura, in quanto sono idealmente rappresentati solamente da un punto. Altri elementi zero-dimensionali sono, ad esempio, i cilindri, la turbina e il compressore. Analogamente a quanto avviene in un software per analisi tridimensionali, dunque, la fase di modellazione avviene sfruttando un pre-processore opportuno, che fornisce all utente l interfaccia grafica per la costruzione del modello. Il programma si compone quindi di tre ambienti: oltre al pre-processore, sono presenti il solutore vero e proprio, che risolve numericamente le equazioni citate, ed un postprocessore, che permette di visualizzare i risultati in grafici, immagini e tabelle. 9

10 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale CAPITOLO 2: STUDIO DELLA DEATTIVAZIONE DI UNA BANCATA DI CILINDRI A CARICO PARZIALE 2.1 Introduzione Le potenzialità dei codici di calcolo monodimensionali, di cui si è parlato nel capitolo precedente, sono state sfruttate nel corso del Dottorato per un analisi scientifica approfondita compiuta su un motore ad elevate prestazioni, con l obiettivo di ridurne consumi ed emissioni, essendo obiettivi, questi, sempre più sentiti anche nel processo di sviluppo di propulsori ad alta potenza, destinati ad equipaggiare vetture sportive particolarmente performanti. Più in dettaglio, lo studio è rivolto ad investigare la pratica della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parzializzato, in un motore ad accensione comandata con otto cilindri disposti a V, 4200 cc di cilindrata totale, per il quale si disponeva di dati sperimentali completi. Questa tipologia di propulsori, nei cicli prescritti per l omologazione delle vetture su cui sono montati, lavorano a carico fortemente parzializzato, con incidenze negative sul consumo di combustibile, principalmente per l influenza rilevante sul lavoro indicato degli attriti (le perdite meccaniche, poco influenzate dal carico, vengono ad avere un incidenza tanto più elevata quanto più bassa è la potenza richiesta al motore) e delle perdite di pompaggio. Tra le tecnologie messe a punto per far fronte a questi problemi, la deattivazione di alcuni cilindri, attraverso l esclusione dell alimentazione di combustibile ed un controllo specifico del flusso d aria, appare a basso impatto sul design ed i costi del motore, assicurando al contempo la riduzione delle perdite di pompaggio e la conseguente riduzione del consumo di combustibile (associata alla relativa contemporanea riduzione delle emissioni di biossido di carbonio, che saranno regolamentate nel prossimo futuro); sempre a favore di questa pratica, alcune prove sperimentali condotte in passato da alcune aziende del settore, hanno evidenziato che l esclusione dell alimentazione di una bancata in un motore a V non produce effetti negativi in termini di regolarità di funzionamento, non essendo accompagnata da un incremento critico di vibrazioni. In virtù di queste considerazioni, è facile intuire i motivi che hanno spinto negli ultimi anni quasi tutti i principali produttori di motori ad investigare la pratica della deattivazione; tuttavia, l analisi condotta ha indagato un approccio 10

11 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale alternativo al concetto di motore modulare, che sia in grado di ridurre sia i consumi di combustibile, che gli inquinanti allo scarico. 2.2 La strategia analizzata Il modo più semplice per poter scollegare l alimentazione di una bancata ai bassi carichi, facendo così lavorare il motore con solo metà della cilindrata totale disponibile, prevede di separare il flusso d aria fra le due bancate. In queste condizioni, nel caso siano presenti due plenum (uno per bancata), con altrettanti corpi farfallati, è possibile ridurre le perdite di pompaggio in maniera sostanziale, semplicemente spalancando la valvola lungo la linea di aspirazione della bancata trascinata. Questo comporta un aumento del rendimento di pompaggio e quindi del rendimento indicato, con un conseguente aumento del rendimento globale del motore, ovvero una riduzione del consumo specifico di combustibile, la cui espressione, in funzione dei principali rendimenti del motore e del potere calorifico inferiore K i del combustibile, è di seguito riportata: 1 BSFC = (1) η ηη η η K th i m c tr i La maggior parte del miglioramento di questo termine è dunque da attribuirsi alla riduzione delle perdite di pompaggio, che è il risultato di due contributi: Dato che solo metà dei cilindri erogano lavoro positivo, essi devono funzionare ad un carico maggiore rispetto al caso in cui le due bancate sono attive regolarmente; ciò equivale ad aprire maggiormente la farfalla dell unica bancata funzionante, con minori perdite nel processo di ricambio della carica. La bancata trascinata non da contributo all erogazione della potenza e quindi è possibile aprirne completamente la valvola a farfalla per minimizzare le perdite. Il sistema di scarico richiede alcuni specifici accorgimenti, come visibile nella Figura 2.1 seguente. In particolare, alcune valvole di controllo permettono al flusso proveniente dalla bancata trascinata di by-passare il catalizzatore (in questo modo si riduce la contro-pressione allo scarico ed il catalizzatore stesso non è raffreddato); i gas esausti provenienti dalla bancata attiva sono poi dirottati verso il catalizzatore della bancata trascinata per mantenerlo caldo e raddoppiare la superficie di post-trattamento dei gas; questi ultimi, infine, ritornano al silenziatore della propria bancata. 11

12 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Il principale vantaggio legato a questa strategia di controllo è la marcata riduzione del tempo di light-off dei catalizzatori (il calore scambiato fra gas e pareti del catalizzatore cresce sia per l aumento della portata in massa di fluido, che della temperatura) e la conseguente riduzione delle emissioni inquinanti caratterizzanti il ciclo guida, favorita anche dal percorso più lungo dei gas combusti attraverso i catalizzatori. Tale percorso più lungo e tortuoso, associato alle più alte portate di fluido, genera una contro-pressione allo scarico maggiore se comparata a quella propria del funzionamento tradizionale, ma i calcoli messi a punto nel presente studio hanno dimostrato che questo effetto non è rilevante per motori di grossa cilindrata, essendo la permeabilità del sistema di scarico tale da far fronte a flussi molto più alti di quelli tipici caratterizzanti il ciclo guida. Figura 2.1: Strategia cut-out, schema del sistema di scarico. Il concetto descritto può essere espanso ulteriormente, includendo la deattivazione di un altro cilindro nella bancata attiva; mentre il sistema di aspirazione rimane lo stesso, occorre introdurre una nuova valvola di controllo posta fra il primario di scarico di questo cilindro e la giunzione di scarico. Questa strategia, denominata CUT-OUT+1, che ovviamente può essere applicata solo ai carichi più bassi, è schematicamente rappresentata in Figura 2.2, dove viene confrontata con la strategia CUT-OUT. 12

13 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Figura 2.2: Strategia cut-out+1, schema del sistema di scarico. L aspetto più critico di questa strategia di deattivazione appare il set-up complesso del software di controllo, che richiede una campagna sperimentale specifica. Anche la complessità costruttiva cresce, ma l aumento di questa rimane limitato in confronto ad altre strategie di deattivazione. 2.3 Modellazione del motore studiato Il motore oggetto di studio, che equipaggia vetture sportive ad elevate prestazioni di produzione corrente, è un unità V8 aspirata ad accensione comandata, di 4200 cc di cilindrata totale. La tabella seguente ne sintetizza le principali caratteristiche. Layout motore V8-90 Alesaggio [mm] 92 Corsa [mm] 79.8 Lunghezza biella [mm] 141 Rapporto di compressione 11.3:1 Numero di valvole per cilindro 4 Potenza massima [rpm] 275@7000 Coppia massima [rpm] 425@4500 Tabella 2.1: Caratteristiche del motore studiato. 13

14 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Come detto, per questa analisi teorica si è scelto di sfruttare un approccio a parametri concentrati, grazie al quale è stato possibile realizzare il modello di tutto il motore oggetto di studio, rappresentato in Figura 2.3, prestando particolare cura alla modellazione di alcune sue parti. Fra queste, si è modellato accuratamente il plenum di aspirazione, realizzato come una rete di sotto-volumi connessi da orifizi, perché caratterizzato da un volume relativamente piccolo, che causa interferenze rilevanti fra i cilindri. Anche i catalizzatori sono stati modellati con particolare attenzione, considerandone le caratteristiche geometriche ed i materiali, dato che il calcolo della loro temperatura di parete è fondamentale ai fini dell analisi. In particolare, si sono considerate le temperature lungo tutto il sistema di scarico, valutando il calore scambiato dal gas verso l esterno; l unico termine che non può essere preso in considerazione dal codice per la predizione della temperatura di parete dei catalizzatori, è il calore rilasciato dalle reazioni chimiche nei condotti di scarico e nei catalizzatori stessi. Pur conoscendo l importanza di questo termine, si ritiene che il confronto relativo fra le varie strategie, condotto a parità di condizioni, non ne sia pesantemente influenzato. Figura 2.3: Modello GT-Power del motore studiato. Il modello realizzato è stato dapprima validato sulla base dei dati sperimentali a disposizione, sia a pieno carico, che a carico parziale, considerando un carico equivalente di 6 bar e di 2 bar, dato che lo scopo dell analisi è la valutazione di alcune strategie di controllo a carico parzializzato. In entrambi i casi si è ottenuta un ottima corrispondenza numerico-sperimentale su tutte le principali grandezze di interesse e sui valori di pressione interno cilindro a tutti i regimi che sono stati testati, come rappresentato nelle immagini seguenti (Figure ). 14

15 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale SIM_INTAKE SIM_EXH EXP_INTAKE EXP_EXH PRESSURE - bar ENGINE SPEED - rpm SIM EXP VOLUMETRIC EFF ENGINE SPEED - rpm SIM EXP IMEP - bar ENGINE SPEED - rpm SIM EXP BSFC - g/kwh ENGINE SPEED - rpm Figura 2.4: Confronto numerico-sperimentale delle pressioni medie all aspirazione ed allo scarico, del rendimento volumetrico, della pressione media indicata e del consumo specifico a pieno carico. 15

16 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale rpm, WOT SIM EXP 60 PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC rpm, WOT SIM EXP 60 PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC rpm, WOT SIM EXP 60 PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC rpm, WOT SIM EXP 60 PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC Figura 2.5: Confronto numerico-sperimentale delle pressioni interno cilindro a pieno carico. 16

17 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale SIM_INTAKE SIM_EXH EXP_INTAKE EXP_EXH PRESSURE - bar ENGINE SPEED - rpm SIM EXP 0.7 VOLUMETRIC EFF ENGINE SPEED - rpm SIM EXP IMEP - bar ENGINE SPEED - rpm SIM EXP BSFC - g/kwh ENGINE SPEED - rpm Figura 2.6: Confronto numerico-sperimentale delle pressioni medie all aspirazione ed allo scarico, del rendimento volumetrico, della pressione media indicata e del consumo specifico (BMEP = 6 bar). 17

18 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale rpm, 6 bar SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC 4000 rpm, 6 bar SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC rpm, 6 bar SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC rpm, 6 bar SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC Figura 2.7: Confronto numerico-sperimentale delle pressioni interno cilindro (BMEP = 6 bar). 18

19 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale SIM_INTAKE SIM_EXH EXP_INTAKE EXP_EXH PRESSURE - bar ENGINE SPEED - rpm SIM EXP 0.45 VOLUMETRIC EFF ENGINE SPEED - rpm SIM EXP IMEP - bar ENGINE SPEED - rpm SIM EXP BSFC - g/kwh ENGINE SPEED - rpm Figura 2.8: Confronto numerico-sperimentale delle pressioni medie all aspirazione ed allo scarico, del rendimento volumetrico, della pressione media indicata e del consumo specifico (BMEP = 2 bar). 19

20 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale 5000 rpm, 2 bar 40 SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC rpm, 2 bar SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC 3000 rpm, 2 bar 40 SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC 2000 rpm, 2 bar 40 SIM EXP PRESSURE - bar CRANK ANGLE DEGREES - AFTDC Figura 2.9: Confronto numerico-sperimentale delle pressioni interno cilindro (BMEP = 2 bar). 20

21 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Più in dettaglio, le immagini precedenti riportano i confronti coi relativi dati sperimentali, per quanto riguarda gli andamenti della pressione in aspirazione ed allo scarico (rilevata in corrispondenza del plenum e all ingresso del catalizzatore), del rendimento volumetrico, della pressione media indicata e del consumo specifico. A pieno carico, le pressioni interno cilindro sono state confrontate a 7000, 5000, 3000 e 2000 rpm, mentre a carico parziale si sono effettuati confronti a 5000, 4000, 3000 e 2000 rpm. Per la simulazione del funzionamento del motore a carico parziale, l unica differenza nel modello riguarda la presenza della valvola a farfalla, che è stata modellata con un orifizio posizionato a monte del plenum, la cui area d efflusso è stata calibrata al fine di ottenere la corrispondenza coi dati sperimentali di portata in massa d aria aspirata, ad ogni condizione operativa del propulsore. 2.4 Simulazione del ciclo guida europeo Il modello così tarato è stato utilizzato per analisi predittive che simulino il ciclo guida europeo, per indagare in primo luogo l entità della riduzione del BSFC ed in secondo luogo per valutare la riduzione del tempo di light-off dei catalizzatori. Più in dettaglio, due tipi di calcoli sono stati messi a punto: simulazioni stazionarie condotte per un set di punti rappresentanti le operazioni elementari di ciclo, finalizzate a confrontare le strategie in termini di consumo di combustibile; simulazioni transitorie del primo ciclo urbano elementare (i primi 195 secondi del ciclo), finalizzate al calcolo della temperatura di parete dei catalizzatori. Nel primo caso, si sono rivelate necessarie alcune ipotesi semplificative ed una particolare metodologia per trovare un set di punti stazionari che rappresentassero le operazioni elementari del ciclo, così come per calcolare il consumo di combustibile globale. Così, ad esempio, si è assunto di lavorare con una miscela stechiometrica anche nella fase fredda del ciclo guida; si sono ricavate mappe accurate di FMEP e di calore rilasciato in funzione della velocità di rotazione del motore e del carico; si è calcolata una BMEP equivalente per il funzionamento in condizioni di deattivazione, sfruttata per calcolare le curve di rilascio calore per i cilindri attivi, e così via. In particolare, la pressione media effettiva equivalente è stata espressa per mezzo della formula seguente: BMEP eq Z ( Z X ) Z = BMEP + FMEP ( PMEPc PMEP) (2) X X X 21

22 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Dove Z rappresenta il numero totale di cilindri, X il numero di cilindri attivi, mentre PMEP c è la pressione media di pompaggio calcolata in condizioni di deattivazione. Durante il ciclo di omologazione, la vettura compie tratti a velocità costante e tratti con accelerazioni tra velocità fissate in tempi fissati; in entrambi i casi sono fissati anche i rapporti del cambio. Data dunque la velocità della vettura, è possibile risalire al corrispondente regime di rotazione del motore, espresso in giri/minuto, con la formula seguente: vi 60 ni = (3) τ τ R 2π 3.6 j p essendo v i la velocità della vettura in km/h corrispondente all i-esima condizione di funzionamento, R il raggio della ruota, τ j e τ p rispettivamente i rapporti del cambio ed il rapporto al ponte. Per quanto riguarda il calcolo della potenza in ogni condizione operativa del ciclo, nel caso di velocità costante v del veicolo, il motore deve fornire una potenza data da: P eng ( v ) = F roll + 1 ρc 2 D Sv 2 v η drv (4) Dove F roll è la resistenza di rotolamento dei pneumatici, C D il coefficiente di resistenza aerodinamica, S la superficie frontale. Ogni accelerazione elementare fra due velocità v 1 e v 2 è trattata come una condizione stazionaria equivalente, rappresentata da una velocità media e da una potenza media data da: P eng v + v v 2 v 1 M 2 t + v + v 1 2 = F + roll 2 1 ρc S v D ( + v v + v v + v ) η drv (5) Dove M è la massa totale del veicolo, η drv l efficienza meccanica del motore; per tutti questi parametri sono stati assunti valori tipici di una vettura sportiva. Il ciclo guida europeo può dunque essere rappresentato da una griglia di quindici punti equivalenti a funzionamento stazionario (nove per le condizioni a velocità costante, sei per le accelerazioni), che sono di seguito riportati. 22

23 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Operations Speed Pow. # Constant speed [rpm] [kw] 1 IDLE km/h - I gear km/h - II gear km/h - III gear km/h - III gear km/h - IV gear km/h - V gear km/h - VI gear km/h - VI gear Acceleration km/h, I gear, 4s km/h, II gear, 5s km/h, III gear, 8s km/h, IV gear, 13s km/h, V gear, 35s km/h, VI gear, 20s Tabella 2.2: Condizioni operative equivalenti del ciclo guida europeo. 2.5 Influenza sul consumo di combustibile Sulla base dei punti riportati in Tabella 2.2, si sono condotte simulazioni volte a studiare l influenza sui consumi di combustibile delle seguenti strategie: Caso BASE: otto cilindri attivi; il carico è controllato strozzando il flusso d aria totale. Caso CUT-OUT: quattro cilindri attivi; il carico è controllato con la valvola a farfalla della bancata attiva. Caso CUT-OUT+1: tre cilindri attivi; il carico è controllato con la valvola a farfalla della bancata attiva. Casi CUT-OUT VVT e CUT-OUT+1 VVT: come i precedenti, ma con le fasature ottimizzate per ridurre i consumi di combustibile, data l influenza del rendimento di intrappolamento sul consumo specifico, come si può notare da (1). La simulazione di questi casi, particolarmente onerosa dal punto di vista dei tempi di calcolo, è stata condotta utilizzando uno strumento di design of experiment integrato nel codice di calcolo, che analizza diverse combinazioni di aperture e chiusure delle valvole al fine di ottimizzare la fasatura (si è tenuto conto del vincolo di non interferenza fra valvole e pistone). 23

24 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Nelle tabelle che seguono, si riportano alcuni dei risultati ottenuti dai numerosi calcoli che sono stati condotti, con confronti in termini di BSFC e relativo miglioramento percentuale, ad esempio fra il caso di base e la strategia denominata CUT-OUT, oppure fra quest ultima ed il caso CUT-OUT+1. Per la strategia con solo tre cilindri attivi, in due condizioni operative del ciclo, il consumo di combustibile aumenta rispetto al caso con un intera bancata attiva, mentre il target di carico non può essere raggiunto nella condizione di funzionamento 15; ovviamente, in questi casi, sarà conveniente adottare una più semplice strategia CUT-OUT. FUEL FLOW [kg/h] # BASE CUTOUT Improvement % BSFC [g/kwh] % % % % % % % % % % % % % % Tabella 2.3: Confronto dei consumi di combustibile, casi base e CUT-OUT. FUEL FLOW [kg/h] # CUTOUT CUTOUT+1 Improvement % BSFC [g/kwh] % % % % % % 24

25 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale % % % % % % % % Tabella 2.4: Confronto dei consumi di combustibile, casi CUT-OUT e CUT-OUT+1. Entrambe le strategie indagate, associate a fasature variabili, migliorano ulteriormente questi risultati, con benefici maggiori ai carichi più bassi (i primi punti di funzionamento del ciclo guida). In quasi tutti i casi analizzati, la strategia più efficiente di attuazione variabile delle valvole ha portato a massimizzare la durata angolare dell incrocio, tenendo conto del vincolo di non interferenza. FUEL FLOW [kg/h] # CUTOUT CUTOUT-VVT Improvement % BSFC [g/kwh] % % % % % % % % % % % % % % Tabella 2.5: Confronto dei consumi di combustibile, casi CUT-OUT e CUT-OUT VVT. 25

26 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale FUEL FLOW [kg/h] # CUTOUT+1 CUTOUT+1-VVT Improvement % BSFC [g/kwh] % % % % % % % % % % % % % % Tabella 2.6: Confronto dei consumi di combustibile, casi CUT-OUT+1 e CUT-OUT+1 VVT. Sulla base dei risultati ottenuti, è stato possibile rendersi conto a calcolo dell entità dei risparmi di combustibile derivanti dalla pratica analizzata, che sono più sensibili quanto più il carico è basso. Dai risultati dei calcoli relativi ai vari punti di funzionamento in cui si è schematizzato il ciclo guida europeo, sono stati infine calcolati i consumi globali caratterizzanti la marcia urbana, quella extra-urbana ed il ciclo misto per le diverse strategie indagate. Ciò è evidenziato nelle tabelle che seguono, in cui si riportano anche i relativi miglioramenti percentuali in relazione ai risultati del caso di base. Urban consumption [l/100km] Extra-urban consumption [l/100km] Combined consumption [l/100km] BASE CUTOUT CUTOUT CUTOUT-VVT CUTOUT+1- VVT Tabella 2.7: Influenza delle strategie analizzate sui consumi caratterizzanti la marcia urbana, extra-urbana e mista del ciclo guida europeo. 26

27 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Urban improvement Extra-urban improvement Combined improvement CUTOUT 11.5% 9.6% 10.5% CUTOUT % 11% 12.8% CUTOUT- VVT 13% 10.9% 11.9% CUTOUT+1- VVT 16% 12.3% 14% Tabella 2.8: Miglioramenti percentuali sui consumi delle strategie analizzate. 2.6 Influenza sulla temperatura di parete dei catalizzatori Per quanto riguarda la seconda tipologia di calcoli 1D che sono stati effettuati, finalizzati a determinare l andamento della temperatura di parete dei catalizzatori durante i primi 195 secondi del ciclo Europa (il primo ciclo elementare), per poi poter stimare la riduzione conseguente di inquinanti allo scarico, i modelli del motore utilizzati in precedenza sono stati modificati per renderli idonei a simulazioni transitorie. In primo luogo, il regime di rotazione e la posizione della farfalla diventano dipendenti dal tempo, e mentre il primo può essere agevolmente determinato, l andamento della seconda richiede alcune approssimazioni: si è assunto che all inizio di ogni accelerazione la farfalla si sposti istantaneamente dalla posizione precedente a quella corrispondente all accelerazione media, e tale posizione è mantenuta costante durante tutto il transitorio. Durante i rallentamenti o i cambi marcia, la farfalla rimane nella posizione di minimo; in questo modo, la legge di attuazione della farfalla viene approssimata da una sequenza di condizioni stazionarie. Per il calcolo della temperatura di parete, si è assunto che, all avviamento, i condotti siano a temperatura ambiente, e mentre il sistema di scarico si scalda, le temperature di pistone, testa e cilindro rimangono costanti durante la simulazione, evitando così di considerare un modello dettagliato di scambio termico che influenzerebbe le prestazioni del motore, richiedendo un aggiustamento della farfalla rispetto alla condizione operativa stazionaria equivalente, anche se ciò costituisce una chiara semplificazione. Per quanto riguarda il calcolo delle emissioni inquinanti, si è ipotizzato che l efficienza dei catalizzatori dipenda solo dalla loro temperatura di parete; da quest ultima (calcolata dal codice tramite le simulazioni transitorie), quindi, si è dapprima calcolata l efficienza dei catalizzatori stessi, sfruttando in particolare una funzione parametrica in grado di modellare la correlazione esistente fra le due grandezze, i cui coefficienti sono stati calibrati sulla base dei dati presenti in letteratura. Successivamente, con l efficienza ricavata e con le portate in massa allo scarico calcolate da GT-Power, si sono 27

28 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale sfruttate le mappe sperimentali delle emissioni, entrando in queste col carico e col regime equivalenti ed interpolando fra la griglia di punti delle mappe, per avere così la stima delle concentrazioni di CO, HC e NO x di ogni configurazione analizzata. La Figura seguente schematizza tale procedura per il calcolo degli inquinanti allo scarico. Figura 2.10: Schema della procedura di calcolo delle emissioni. Di seguito si riportano gli andamenti delle temperature di pre-catalizzatori e catalizzatori di ciascuna bancata e per ognuna delle strategie indagate in relazione alla situazione del caso base, prendendo in considerazione i primi 195 secondi del ciclo. Considerando la bancata attiva (Figura 2.11), i vantaggi derivanti dall adozione di una strategia di deattivazione sono evidenti: considerando una temperatura di accensione pari a 500 K, il pre-catalizzatore nel caso CUT-OUT inizia a funzionare 25 secondi prima del caso di base, mentre la strategia CUT-OUT+1 guadagna 5 ulteriori secondi. Per il catalizzatore le differenze sono ancora più evidenti, in quanto nel caso base esso non si attiva mai, mentre nei casi CUT-OUT e CUT- OUT+1 l accensione avviene rispettivamente dopo 125 e 80 secondi. 900 BASE CUTOUT CUTOUT WALL TEMPERATURE [K] TIME [s] 28

29 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale BASE CUTOUT CUTOUT WALL TEMEPERATURE [K] TIME [s] Figura 2.11: Andamenti delle temperature di parete del pre-catalizzatore (sopra) e del catalizzatore (sotto) della bancata attiva. 700 BASE CUTOUT CUTOUT WALL TEMPERATURE [K] TIME [s] 700 BASE CUTOUT CUTOUT WALL TEMPERATURE [K] TIME [s] Figura 2.12: Andamenti delle temperature di parete del pre-catalizzatore (sopra) e del catalizzatore (sotto) della bancata deattivata. 29

30 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale Nella bancata deattivata (Figura 2.12), le strategie analizzate permettono ai catalizzatori di raggiungere comunque la temperatura del caso di base prima della fine del ciclo elementare. Come si è detto, le temperature calcolate sono state utilizzate per ricavare l efficienza di abbattimento di ciascun catalizzatore durante la simulazione; l efficienza globale dell intero sistema di scarico è definita dalla formula seguente: ( ) η = 1 1 η conv, TOT i conv, i (6) Dove η conv,i è l efficienza di ciascun catalizzatore lungo il percorso dei gas di scarico. Si riportano, infine, un confronto fra le strategie in termini di rendimento globale di abbattimento e le percentuali di emissioni allo scarico di CO, HC ed NO x per le strategie studiate, normalizzate in riferimento al caso di base. In relazione al primo diagramma in Figura 2.13, si nota facilmente il discreto vantaggio che presentano entrambe le strategie di deattivazione indagate, legato sia alle maggiori temperature presenti nel sistema di scarico, sia al numero doppio di catalizzatori incontrati dai gas esausti lungo il loro percorso verso l ambiente esterno. 100 BASE CUT-OUT CUT-OUT ETA TOT [%] TIME [s] Figura 2.13: Andamenti dell efficienza globale di abbattimento. Per quanto riguarda le percentuali delle concentrazioni dei tre principali inquinanti che caratterizzano le emissioni dei motori ad accensione comandata, si osserva dal grafico ad istogrammi di Figura 2.14 che sia il CO che gli HC sono fortemente ridotti dall adozione di una strategia di deattivazione, mentre per gli ossidi d azoto il guadagno è meno evidente. Questo fatto può essere spiegato considerando che, più alto è il carico, più alta è la 30

31 2 Studio della deattivazione di una bancata di cilindri a carico parziale concentrazione di NO x nei gas di scarico; in conseguenza a ciò, i quattro cilindri dell unica bancata attiva producono più ossidi di azoto di quattro cilindri in condizioni di funzionamento normale, quando sono attivi tutti gli otto cilindri del motore. Al contempo, però, essendo attivi solamente la metà dei cilindri presenti, globalmente si hanno comunque dei benefici sulle emissioni di NO x, più evidenti nel caso della strategia CUT-OUT+1. BASE CUT-OUT CUT-OUT % CO, HC, NO CO HC NO Figura 2.14: Concentrazioni delle emissioni inquinanti normalizzate in riferimento al caso base. 31

32 3 Studio di una metodologia per l ottimizzazione integrata delle prestazioni e dell acustica di un motore CAPITOLO 3: STUDIO DI UNA METODOLOGIA PER L OTTIMIZZAZIONE INTEGRATA DELLE PRESTAZIONI E DELL ACUSTICA DI UN MOTORE 3.1 Introduzione Come è stato introdotto in precedenza, l attività principale svolta nel corso del dottorato con il codice di calcolo Wave ed in collaborazione con un azienda del territorio, che ha fornito il supporto sperimentale al progetto, è stata un analisi prestazionale ed acustica di un motore ad elevata potenza, rivolta alla determinazione di una metodologia di calcolo predittivo per l ottimizzazione integrata delle prestazioni e del suono di un propulsore. Lo spunto del lavoro è costituito dal fatto che negli ultimi anni si è diffusa la tendenza di considerare, per alcune tipologie di veicoli, il rumore emesso dal motore quale una vera e propria specifica di progetto, soprattutto per certi componenti del propulsore. Come conseguenza di ciò, le emissioni acustiche di un veicolo, in larga misura costituite dal rumore gasdinamico che si propaga lungo i condotti di aspirazione e di scarico verso l ambiente esterno, sono oggi considerate un vero e proprio suono, caratteristico e distintivo di uno specifico motore, che acquisisce molta importanza per l immagine del propulsore stesso. Accanto alla pratica ormai consolidata della simulazione numerica nello sviluppo di un motore, al fine di ottimizzarne le prestazioni e ridurne le emissioni inquinanti, che è oggi largamente impiegata dalle aziende del settore automotive, la simulazione di tipo monodimensionale è sempre più sfruttata anche per la previsione delle emissioni acustiche caratteristiche, il cui studio in fase di progetto non può prescindere dall analisi prestazionale di un motore. La previsione accurata di entrambi gli aspetti tramite software dedicati, cercando anche di contenere i tempi di calcolo corrispondenti, è però tutt altro che banale, prevalentemente a causa della necessità di modellare accuratamente alcuni componenti complessi del motore, quali il filtro dell aria, il plenum, le giunzioni di scarico, il silenziatore, e così via, al fine di coglierne accuratamente le caratteristiche acustiche; questo fatto richiede allora un numero significativo di simulazioni, volte ad individuare il compromesso migliore fra opposte esigenze di accuratezza dei risultati e contenimento dei tempi di calcolo. 32

33 3 Studio di una metodologia per l ottimizzazione integrata delle prestazioni e dell acustica di un motore 3.2 Richiami di acustica nei motori Il rumore prodotto dal funzionamento dei motori endotermici alternativi può essere schematicamente suddiviso nei seguenti contributi: 1. un rumore di combustione, dovuto al rapido incremento di pressione nel cilindro durante il processo di combustione; tale pressione, agendo sul pistone, sulla testa e sulle pareti del cilindro, produce impatti attraverso gli organi del manovellismo trasmessi alla struttura del motore, che vibra irradiando rumore. 2. Un rumore meccanico, generato dagli urti di natura meccanica che si producono nei principali accoppiamenti cinematici del motore; fra questi urti si evidenziano, ad esempio, lo scampanamento del pistone in prossimità dei punti morti sotto l azione combinata della pressione e delle forze d inerzia, l impatto delle valvole sulle sedi, la chiusura degli iniettori, quelli dovuti agli organi della distribuzione, all ingranamento di denti, ecc. 3. Un rumore gasdinamico, causato dal processo ciclico di sostituzione del fluido di lavoro nel cilindro. Il moto instazionario dei gas che ne deriva causa oscillazioni di pressione di ampiezza rilevante che, dopo aver attraversato i sistemi di aspirazione e di scarico del motore, raggiungono l ambiente esterno. Il rumore può essere definito un suono non desiderato, prodotto dalle vibrazioni di un corpo (una sorgente sonora), che si trasmettono al mezzo circostante con una data velocità (la velocità del suono), dipendente dalle caratteristiche elastiche del mezzo, raggiungendo l orecchio umano e facendo vibrare la membrana del timpano. Quando queste vibrazioni sono percepite dal cervello, danno origine alla sensazione uditiva. Le forme tipiche di un onda sonora sono: 1. onda piana (unidirezionale), che presenta un ampiezza uguale in tutti i punti di ogni piano perpendicolare alla direzione di propagazione. Può essere considerata piana l onda sonora che si propaga in un condotto avente diametro piccolo rispetto alla sua lunghezza. 2. onda sferica, che si propaga in tutte le direzioni dello spazio a partire da una sorgente puntiforme, dando origine, così, ad una serie di fronti d onda di forma sferica. Di questo tipo può essere considerata l onda che si propaga nell ambiente circostante dalla sezione terminale dello scarico di un motore. 33