Controllo dell EGR in un MCI Diesel Sovralimentato per Autotrazione: Influenza sui Diagrammi Indicati di Pressione.

Controllo dell EGR in un MCI Diesel Sovralimentato per Autotrazione: Influenza sui Diagrammi Indicati di Pressione. G. Zamboni Istituto di Macchine e Sistemi Energetici (IMSE) Facoltà di Ingegneria - Università di Genova Sommario Nell articolo vengono presentati alcuni risultati di un attività sperimentale svolta al banco dinamometrico dell Istituto di Macchine e Sistemi Energetici dell Università di Genova e finalizzata alla misura di diagrammi indicati della pressione all interno del cilindro; i rilievi sono stati condotti su un motore a combustione interna Diesel ad iniezione diretta, di 1.9 l di cilindrata, sovralimentato a gas di scarico, interrefrigerato ed equipaggiato con sistema di ricircolo dei gas di scarico (EGR). L indagine ha permesso di analizzare l influenza del controllo dell EGR sugli andamenti della pressione e del rilascio di calore in varie condizioni operative a carico parziale; per una di esse tale analisi è stata estesa anche alle variazioni dei diagrammi indicati indotte dalla regolazione della turbina di sovralimentazione. 1. Introduzione Nei prossimi anni l applicazione dei motori a combustione interna (MCI) a ciclo Diesel ad iniezione diretta nel campo dell autotrazione è destinata a diventare sempre più estesa: le previsioni di alcuni costruttori per la fine del primo decennio del 2 indicano infatti che una consistente quota delle vetture circolanti in Europa (fino al 4%) sarà equipaggiata con questa tipologia di propulsore, estremamente vantaggiosa per i bassi consumi specifici di combustibile. Allo stato attuale è però necessario affrontare alcuni problemi, connessi in particolare con i livelli di alcuni inquinanti allo scarico: nel volgere di pochi anni, infatti, sono previste ulteriori sensibili riduzioni dei limiti sulle emissioni allo scarico dei motori per autotrazione stabiliti dalla normativa europea, per il rispetto dei quali sarà inevitabile modificare profondamente la configurazione impiantistica dei propulsori ed estendere notevolmente l utilizzazione dei sistemi di controllo elettronici. In particolare sarà necessario sviluppare sistemi di post-trattamento dei gas, integrando dispositivi già normalmente utilizzati, quali i sistemi di ricircolo dei gas di scarico (EGR) con nuovi componenti, come ad esempio catalizzatori e trappole per particolato. Ciascuno di essi presenta particolari specifiche di funzionamento, che devono essere rispettate per garantirne una corretta operatività, tenendo sempre presente il raggiungimento degli obiettivi prefissati per il motore, in termini di prestazioni, consumi ed emissioni; i sistemi di controllo elettronico dedicati con le relative strategie diventano quindi insostituibili per consentire una corretta

gestione dei singoli dispositivi, che tenga conto anche delle reciproche interazioni con altri componenti del motore (sistema di iniezione combustibile, gruppo di sovralimentazione, ecc.). La definizione della configurazione dei sistemi di post-trattamento dei gas di scarico e la messa a punto delle relative strategie di controllo richiedono una estesa attività di ricerca: in quest ambito presso l Istituto di Macchine e Sistemi Energetici dell Università di Genova (IMSE) viene sviluppata da alcuni anni [1, 2, 3, 4, 5] un indagine sul controllo ed il matching dei sistemi di aspirazione e scarico di MCI per autotrazione, con particolare riferimento ai gruppi sovralimentatori ed ai sistemi EGR, che prevede l approfondimento di aspetti sia sperimentali che teorici. Nell articolo viene descritta una attività sperimentale sviluppata su un tipico MCI Diesel ad iniezione diretta per autotrazione leggera, finalizzata alla misura di diagrammi indicati della pressione all interno del cilindro in corrispondenza di differenti condizioni operative del motore, sia a carico massimo che parziale; per queste ultime i rilievi sono stati condotti al variare della frazione di gas ricircolati f EGR, con l obiettivo di analizzare l influenza del controllo dell EGR sui fenomeni di combustione; infine per una modalità di funzionamento le misure sono state effettuate anche con differenti valori del grado di apertura del sistema di regolazione della turbina di sovralimentazione, per valutare le variazioni negli andamenti di pressione indotte dal controllo di questo componente. I dati sperimentali raccolti hanno inoltre consentito di definire una correlazione, del tipo a singola zona [5], per il calcolo della legge teorica di rilascio di calore in funzione dei principali parametri operativi del propulsore (velocità di rotazione del motore n, rapporto aria-combustibile α, frazione di gas ricircolati f EGR ); tale correlazione, pur avendo fornito incoraggianti risultati con una discreta concordanza tra i valori teorici e quelli ricavati dalle misure, richiede però ulteriori verifiche, che verranno sviluppate a partire da nuovi rilievi di diagrammi indicati della pressione all interno del cilindro. Vengono quindi presentati alcuni risultati sperimentali e teorici dell attività fin qui svolta, focalizzando in particolare l attenzione sull influenza del controllo dell EGR sui fenomeni che avvengono nella camera di combustione. 2. Misure di Diagrammi Indicati di Pressione L attività sperimentale è stata condotta utilizzando il banco prova motore allestito da alcuni anni presso l IMSE [3, 4], che consente la misura, in condizioni stazionarie, dei principali parametri operativi del motore e del gruppo di sovralimentazione; le misure sono state eseguite su un propulsore a ciclo Diesel ad iniezione diretta, di cilindrata pari a 1.9 l, sovralimentato a gas di scarico mediante un gruppo dotato di turbina con distributore palettato a geometria variabile (Garrett VNT25), provvisto di interrefrigeratore e di un sistema EGR non raffreddato per il controllo delle emissioni di ossidi di azoto. Il banco dinamometrico è dotato di un sistema automatico di acquisizione ed elaborazione dei dati e di un sistema per l analisi delle concentrazioni volumetriche di inquinanti allo scarico del propulsore, costituito da due strumenti di tipo non dispersivo ad infrarosso per il CO e la CO 2, un misuratore a chemiluminescenza per gli NO x ed un analizzatore a ionizzazione di fiamma per gli HC; inoltre è possibile rilevare la fumosità allo scarico mediante un fumosimetro a campionamento variabile. Per i rilievi dei diagrammi indicati di pressione il sistema di misura è stato integrato con un trasduttore di pressione piezoelettrico non raffreddato, installato mediante un opportuno adattatore nella sede della candeletta di un cilindro del motore e collegato, tramite un amplificatore, ad un oscilloscopio con memoria digitale; un encoder incrementale fotoelettrico montato solidalmente all albero motore ha fornito parallelamente due segnali relativi, rispettivamente, alla misura dell angolo di manovella ed alla posizione del PMS: il primo di essi è costituito da un onda quadra di periodo pari ad una rotazione dell albero motore di.5 gradi, mentre il secondo è un impulso che, a seguito di una opportuna fasatura durante l installazione dell encoder, individua il PMS del cilindro prescelto per i rilievi; questo impulso è stato anche utilizzato come segnale di trigger per l oscilloscopio. I diagrammi indicati di pressione sono stati rilevati in corrispondenza di condizioni operative del motore a carico massimo ed a carico parziale (par.3), considerando per queste ultime differenti livelli della frazione di gas ricircolati f EGR (definita come rapporto percentuale tra la

portata di gas ricircolati all aspirazione M EGR e la portata totale evolvente nel motore); la portata di gas ricircolati M EGR è stata valutata a partire dalle curve caratteristiche della valvola EGR installata su motore, misurate al banco componenti operante presso IMSE [3, 5, 6], noti i parametri termodinamici a monte ed a valle della valvola stessa. Infine per una delle condizioni operative a carico parziale (par.3) è stata analizzata anche l influenza sui diagrammi di pressione di diversi valori del grado di apertura A del sistema di regolazione della turbina; per la valutazione di questo parametro è necessario misurare, mediante un trasduttore di posizione lineare, lo spostamento S dell astina di comando del distributore ed utilizzare quindi la relazione A [%] = (S - S min ) / (S max - S min ) 1, dove i valori minimo e massimo dello spostamento dell astina, S min e S max, sono stati valutati con un comparatore centesimale nella fase di taratura del trasduttore. Nella configurazione di serie del motore la valvola EGR ed il distributore a geometria variabile della turbina sono comandati rispettivamente da una unità elettronica di controllo, che permette di modulare il segnale di depressione inviato alla valvola e quindi la sua apertura e la quantità di gas ricircolati, e da un attuatore pneumatico, regolato mediante la pressione di sovralimentazione: per l esecuzione delle prove sono stati invece utilizzati due sistemi pneumatici di controllo, messi a punto in altre fasi della ricerca [4], che permettono di gestire indipendentemente il sistema EGR ed il gruppo di sovralimentazione, impostando quindi i livelli prestabiliti della frazione f EGR e del grado di apertura A. Per ogni condizione operativa considerata (definita dai valori della velocità di rotazione e della coppia del motore, dalla frazione di gas ricircolati f EGR e dal grado di apertura A del sistema di regolazione della turbina) sono state effettuate acquisizioni estese a diversi intervalli angolari: due relative a cicli completi, utilizzando frequenze di campionamento di 2 o 4 khz ed impostando guadagni dell amplificatore differenti per permettere la visualizzazione dell intero diagramma o di parte di esso (fasi di aspirazione e scarico); la terza acquisizione è stata condotta con frequenze di campionamento più elevate (1 o 2 khz) e con un opportuno trattamento del segnale di trigger, in modo da visualizzare una rotazione pari a 12 18 gradi dell angolo di manovella, in corrispondenza della fase finale della corsa di compressione, della combustione e dell espansione. L elaborazione dei dati acquisiti mediante l oscilloscopio è stata effettuata utilizzando codici sviluppati presso IMSE; le principali operazioni svolte in questa fase sono l impostazione del valore della pressione di riferimento, il filtraggio del segnale ed il calcolo dell andamento del rilascio di calore. Per la prima operazione è stata imposta l uguaglianza tra la pressione misurata nel condotto di aspirazione e la pressione all interno del cilindro in corrispondenza del PMI della fase di aspirazione del motore, secondo l ipotesi comunemente adottata in letteratura [7, 8] che in tale istante l elevato valore del coefficiente di efflusso della valvola di aspirazione e le basse velocità del fluido in ingresso garantiscono una contenuta perdita di carico attraverso la luce di aspirazione. Il filtraggio del segnale sperimentale è stato invece eseguito utilizzando una procedura numerica basata sulle medie mobili per eliminare i disturbi dovuti alla risonanza del condotto di misura (di lunghezza pari a circa 25 mm e diametro pari a 5 mm) che separa l elemento sensibile in quarzo dalla camera di combustione. Le oscillazioni che vengono generate nella colonna di fluido all interno di questo condotto provocano la sovrapposizione di un segnale di pressione a quello presente nel cilindro: la frequenza di queste oscillazioni può essere calcolata con la formula del risuonatore di Helmoltz oppure con l equazione, ricavata dalla teoria acustica, che descrive il fenomeno della risonanza in un condotto con un estremità aperta; in entrambi i casi il valore stimato è pari a circa 6 khz, ipotizzando una temperatura dei gas di circa 9 K. Infine l andamento del rilascio di calore è valutato applicando il primo principio della termodinamica al fluido contenuto nel cilindro, considerato come una miscela di gas perfetti, nell ipotesi di combustione completa e trascurando le variazioni di massa dovute all iniezione di combustibile; in quest ambito è stato inoltre ipotizzato che la portata di aria all aspirazione del motore e la portata di combustibile iniettata, misurate rispettivamente mediante un misuratore a flusso viscoso ed una bilancia gravimetrica, si ripartiscano in parti uguali tra i quattro cilindri. La quantità di calore rilasciata è stata quindi calcolata sulla base

dell andamento sperimentale della pressione, del volume istantaneo del cilindro al passo di calcolo considerato, valutato con la nota relazione cinematica in funzione dell angolo di manovella e dei dati geometrici del propulsore [9], e del calore ceduto al refrigerante, stimato mediante la correlazione di Woschni [1]. 3. Scelta delle Condizioni Operative Sperimentali L attività sperimentale descritta nel presente lavoro ha un duplice obiettivo: da un lato analizzare l influenza del ricircolo dei gas di scarico sui fenomeni di combustione, dall altro consentire la realizzazione di un data-base sufficientemente esteso per definire una correlazione per la valutazione della legge teorica di rilascio di calore in funzione dei principali parametri operativi del motore. La scelta delle condizioni operative per l esecuzione delle misure è stata quindi effettuata sulla base degli obiettivi prefissati, cercando di considerare una serie di modalità di funzionamento del propulsore che coprisse gli intervalli di velocità di rotazione e di carico del motore nel modo più ampio possibile. Un ulteriore aspetto di cui si è tenuto conto è quello che riguarda la significatività delle condizioni operative analizzate: a tale scopo si è preso in considerazione il ciclo di guida ECE15+EUDC eseguito al banco a rulli per la prova di controllo delle emissioni allo scarico dopo una partenza a freddo nell omologazione delle vetture; con riferimento al veicolo su cui è installato il motore ed ai suoi principali parametri costruttivi, questo ciclo viene schematicamente ridotto dai costruttori in una serie di modi di funzionamento stazionari, caratterizzati da velocità di rotazione e carico costanti, che possono quindi essere facilmente riprodotti al banco dinamometrico. Alcune delle condizioni operative a carico parziale scelte per la misura dei diagrammi indicati di pressione fanno parte di queste modalità di funzionamento e sono riportate (punti 1 8) nella tabella 1, dove tutti i punti sperimentali utilizzati per i rilievi sono definiti mediante i rispettivi valori di velocità di rotazione e coppia motore; nella fig.1 è invece rappresentata la distribuzione di tali punti sul piano di funzionamento del propulsore. Numero punto Velocità di rotazione motore [giri/min] Coppia motore [Nm] Numero punto Velocità di rotazione motore [giri/min] Coppia motore [Nm] 1 155 3.7 1 35 54.5 2 17 5.7 11 35 95.6 3 195 7.6 12 35 136.3 4 25 12.8 13 35 massima 5 22 21.5 14 15 massima 6 243 72.1 15 2 massima 7 27 127.4 16 25 massima 8 29 82.9 17 3 massima 9 35 13.7 - - - Tabella 1 - Condizioni operative selezionate per la misura dei diagrammi indicati di pressione. Oltre alle modalità operative del ciclo ECE15+EUDC, le misure sono state eseguite in corrispondenza di 5 punti (9 13) caratterizzati da velocità di rotazione del motore costante, per analizzare le variazioni delle caratteristiche della combustione con la coppia erogata ad una velocità prossima a quella di potenza massima; altre 4 condizioni, oltre alla 13, appartengono alla curva di massimo carico del propulsore (14 17). L influenza del sistema EGR sull andamento della pressione nel cilindro è stata analizzata per le condizioni di funzionamento appartenenti al ciclo ECE15+EUDC, considerando tre diversi livelli della frazione di gas ricircolati f EGR : il valore minimo di f EGR è stato determinato in base alla prima sensibile variazione della temperatura di aspirazione del motore (pari ad

almeno 1 C) indotta dal ricircolo, mentre il valore massimo è stato fissato, per ogni condizione operativa, in corrispondenza di un limite di fumosità FSN = 5 (indice di fumosità espresso come Filter Smoke Number, variabile tra e 1); tra i due precedenti livelli è stato infine definito un valore intermedio. Per la prima modalità operativa esaminata (n = 155 giri/min e C e = 3.7 Nm), le prove sono state svolte anche considerando tre diversi valori del grado di apertura del sistema a geometria variabile (A =, 2 e 7%, rispettivamente) a parità di frazione di gas ricircolati, estendendo quindi l analisi della variazione dei diagrammi indicati ad un secondo parametro di controllo di particolare interesse per questa tipologia di motore [4]. 2 18 15 16 17 13 16 14 Coppia motore [Nm] 14 12 1 8 6 2 3 4 6 7 8 12 11 1 4 2 1 5 9 1 15 2 25 3 35 4 45 Velocità di rotazione motore [giri/min] Fig.1 - Distribuzione delle condizioni operative sperimentali sul piano motore. 4. Analisi dei Risultati L elaborazione dei dati sperimentali ha permesso di ottenere interessanti indicazioni sulle variazioni dei diagrammi indicati di pressione indotte dal controllo dell EGR e dalla regolazione della portata in turbina; parallelamente però sono stati evidenziati errori nelle misure dovuti alla deriva termica, che comportano una certa incertezza nel calcolo dei valori del calore rilasciato; per ovviare a questo inconveniente è stato deciso di scegliere una diversa tipologia di trasduttore e di ripetere le misure, per consentire una adeguata messa a punto dei risultati ottenuti, con particolare riferimento alla correlazione per il calcolo delle leggi di rilascio di calore. In ogni caso si ritiene possibile svolgere alcune considerazioni di carattere generale a partire da quanto riportato nel seguito. In fig.2 sono rappresentati gli andamenti della pressione e del rilascio di calore (espresso in forma adimensionalizzata rispetto alla quantità di calore totale rilasciata nel ciclo) relativi alla modalità di funzionamento corrispondente a n = 29 giri/min e C e = 82.9 Nm (pari a circa il 5% del massimo carico per questa velocità di rotazione): i dati si riferiscono rispettivamente alle condizioni con f EGR = (in alto) e 1% (in basso).

13.13 12 11 1 teorico n = 29 giri/min; C e = 82.9 Nm; f EGR = ; A =.12.11.1 Pressione cilindro [bar] 9 8 7 6 5 4 sperimentale sperimentale.9.8.7.6.5.4 Rilascio di calore 3 2 teorico.3.2 1.1 34 35 36 37 38 39 4 41 Angolo manovella [gradi] 12.13 Pressione cilindro [bar] 11 1 9 8 7 6 5 4 3 2 teorico n = 29 giri/min; Ce = 82.9 Nm; f EGR = 1 %; A = sperimentale sperimentale.12.11.1.9.8.7.6.5.4.3 Rilascio di calore 1 teorico.2.1-1 34 35 36 37 38 39 4 41 Angolo manovella [gradi] Fig.2 - Andamenti sperimentali e teorici della pressione e del rilascio di calore. Il ricircolo dei gas di scarico provoca una diminuzione della pressione massima del ciclo, causata sia dalla riduzione della pressione all aspirazione del motore, che comporta livelli di pressione inferiori nella fase di compressione sino all istante di accensione, sia da un diverso sviluppo della combustione; dagli andamenti del calore rilasciato si evidenzia che i valori massimi nella fase premiscelata ed in quella diffusiva della combustione raggiungono livelli

simili nelle due condizioni considerate, mentre la durata della combustione aumenta, anche se in misura contenuta; tale fenomeno è presumibilmente collegato ad una diminuzione della velocità dei processi di ossidazione provocato dal miscelamento dell aria aspirata con i gas combusti inerti ricircolati [11, 12, 13]. I valori di durata della combustione ottenuti (pari a circa 35 4 gradi) sono in linea con quelli reperibili in letteratura per la tipologia di motore considerata [11, 14], ma, come già sottolineato, questi dati verranno sottoposti a verifica. Nei due grafici sono inoltre riportati gli andamenti teorici della pressione e del rilascio di calore calcolati utilizzando la correlazione sviluppata a partire dai dati disponibili; tale correlazione, del tipo a singola zona, prende spunto da quanto proposto in [15] e permette di esprimere la legge di rilascio di calore sotto forma di funzione dei principali parametri operativi del motore (tra i quali velocità di rotazione del motore n, rapporto aria-combustibile α e frazione di gas ricircolati f EGR ); a partire dai valori teorici di rilascio di calore è possibile, applicando il primo principio della termodinamica in modo analogo a quanto descritto nel par.2 per l elaborazione dei dati sperimentali, valutare i livelli di pressione nel cilindro. Gli andamenti calcolati evidenziano un discreto accordo con quelli misurati, confermando la validità dell approccio utilizzato nonostante la sua semplicità e la necessità di una ulteriore messa a punto. Nella fig.3 sono riportati gli andamenti di pressione per la condizione operativa corrispondente a n = 155 giri/min e C e = 3.7 Nm; i diagrammi sono riferiti allo stesso grado di apertura A del distributore a geometria variabile della turbina ed a tre diversi livelli di EGR; all aumentare di f EGR la pressione massima in camera di combustione progressivamente diminuisce, e valgono quindi le stesse considerazioni svolte esaminando la figura precedente. 7 f EGR = f EGR = 2% Pressione cilindro [bar] 6 5 4 3 2 f EGR = 25% n = 155 giri/min; C e = 3.7 Nm; A = 2 % 1 32 34 36 38 4 42 44 Angolo manovella [gradi] Fig.3 - Effetto del controllo dell EGR sulla pressione nel cilindro. Nella fig.4 viene invece analizzato l effetto della regolazione della turbina di sovralimentazione a parità di f EGR : al progressivo incremento del grado di apertura A corrisponde una diminuzione dei livelli di pressione dei diagrammi indicati per entrambi i valori di f EGR considerati: l effetto dell apertura del distributore della turbina è più evidente nel caso di assenza di EGR, ma è comunque non trascurabile anche per f EGR = 2%.

7 A = 2% A = 6 Pressione cilindro [bar] 5 4 3 2 A = 7% n =155 giri/min; C e = 3.7 Nm; f EGR = 1 32 34 36 38 4 42 44 Angolo manovella [gradi] 7 A = 2% A = 6 Pressione cilindro [bar] 5 4 3 2 A = 7% n = 155 giri/min; C e = 3.7 Nm; f EGR = 2 % 1 32 34 36 38 4 42 44 Angolo manovella [gradi] Fig.4 - Effetto della regolazione della turbina di sovralimentazione sulla pressione nel cilindro. All aumentare di A diminuisce la pressione all ingresso della turbina e quindi l energia dei fumi che può essere elaborata e fornita al compressore di sovralimentazione: si ha quindi una riduzione della pressione all aspirazione del motore, che si riflette sui diagrammi indicati.

1.11 Pressione aspirazione motore [bar] 1.1 1.9 1.8 1.7 1.6 1.5 1.4 1.3 f EGR = 25% f EGR = f EGR = 15% f EGR = 2% n = 155 giri/min; C e = 3.7 Nm 1.2 1.1 1 2 3 4 5 6 7 Grado di apertura distributore turbina [%] Fig.5 - Effetto del controllo dell EGR e della turbina di sovralimentazione su p a. 6 Vel. di rotaz. sovralimentatore [giri/min] 5 4 3 2 1 f EGR = 25% f EGR = n = 155 giri/min; C e = 3.7 Nm f EGR = 15% f EGR = 2% 1 2 3 4 5 6 7 Grado di apertura distributore turbina [%] Fig.6 - Effetto del controllo dell EGR e della turbina di sovralimentazione su n tc. Queste considerazioni sono confermate dagli andamenti dei valori della pressione all aspirazione del motore p a e della velocità di rotazione del gruppo di sovralimentazione n tc riportati nelle figg.5 e 6 in funzione del grado di apertura A per quattro diversi livelli di EGR. A

parità di f EGR, queste due grandezze diminuiscono all aumentare di A, così come avviene per valori costanti di A al crescere di f EGR. Dalle figure 4 6 è inoltre possibile evidenziare come l effetto della regolazione della turbina di sovralimentazione sia più marcato nel range di A compreso tra e 2%: la variazione delle diverse grandezze considerate è infatti maggiore (pressione p a e velocità di rotazione n tc ) o praticamente di pari entità (pressione cilindro) in tale intervallo rispetto al secondo passo sperimentale considerato (da 2 a 7%). La maggiore sensibilità del sistema di regolazione nella zona dei più bassi valori dell area di efflusso della turbina era già stata evidenziata nell analisi delle curve caratteristiche di portata rilevate sperimentalmente al banco componenti dell IMSE [6]. 5. Conclusioni I MCI Diesel ad iniezione diretta si stanno sempre più diffondendo nel campo dell autotrazione grazie ad alcune caratteristiche di estremo interesse, quali i ridotti consumi specifici e le limitate emissioni di alcune sostanze inquinanti; è tuttavia indispensabile un forte sviluppo di questa tipologia di propulsore per risolvere alcune problematiche, legate in particolare ai livelli delle emissioni di ossidi di azoto e di particolato, tenendo presente le imminenti riduzioni dei relativi limiti previsti dalle normative europee. La definizione delle configurazioni dei sistemi di post-trattamento dei gas di scarico e lo sviluppo dei relativi sistemi di controllo con le strategie dedicate per i vari dispositivi sono due aspetti di sicuro interesse per costruttori e ricercatori; in quest ambito si colloca l attività di ricerca in corso presso l Istituto di Macchine e Sistemi Energetici dell Università di Genova, finalizzata in particolare a studiare l influenza del sovralimentatore e del sistema EGR sulle prestazioni e sulle emissioni del motore ed a definire logiche integrate per la gestione di tali componenti. Fra le numerose indagini sperimentali sviluppate a tale scopo su un MCI Diesel ad iniezione diretta di taglia automobilistica installato al banco dinamometrico, dotato di un sovralimentatore a gas di scarico con turbina a geometria variabile e di un sistema EGR, una ha riguardato il rilievo di diagrammi indicati di pressione all interno del cilindro, considerando numerose condizioni operative, opportunamente scelte in modo da risultare rappresentative delle condizioni di impiego tipiche dei propulsori automobilistici. Per le modalità di funzionamento a carico parziale le misure sono state condotte al variare della frazione dei gas di scarico ricircolati; infine per una di esse sono stati considerati diversi valori del grado di apertura del sistema di regolazione della turbina. I dati così acquisiti hanno permesso di analizzare l influenza del controllo dell EGR e dalla turbina di sovralimentazione sugli andamenti della pressione nel cilindro e del calore rilasciato; è stata inoltre definita una correlazione per il calcolo della legge teorica di rilascio di calore in funzione dei principali parametri operativi del motore. I risultati ottenuti hanno consentito un primo approfondimento delle conoscenze relative all'effetto della regolazione di alcuni componenti dei sistemi di aspirazione e scarico sul comportamento del motore. Tale indagine verrà comunque ampliata attraverso nuovi rilievi per eliminare le incertezze legate all affidabilità delle misure fin qui svolte e per analizzare in modo approfondito l influenza dell EGR sulla combustione e sulle sue principali caratteristiche; in tal modo sarà anche possibile verificare la correlazione per il calcolo della legge di rilascio di calore, che potrà essere utilmente impiegata per la simulazione dei processi che avvengono all interno del cilindro. Ringraziamenti Il presente lavoro è stato svolto nell ambito e con il finanziamento del Progetto Finalizzato Trasporti 2 del C.N.R., sottoprogetto Veicoli.

Simbologia f n p A C FSN M PMI PMS S α frazione massica velocità di rotazione pressione grado di apertura del distributore a geometria variabile della turbina coppia motore Filter Smoke Number portata massica punto morto inferiore punto morto superiore spostamento rapporto aria-combustibile Apici e pedici a e max min tc EGR aspirazione motore effettiva massimo minimo turbosovralimentatore Exhaust Gas Recirculation Riferimenti Bibliografici [1]Capobianco M., Gambarotta A., Nocchi M., 1993, Miglioramento dei Sistemi di Alimentazione e Scarico dei MCI per Autotrazione, 1 Convegno Nazionale Progetto Finalizzato Trasporti 2 del CNR, Roma, 19-21 Ottobre 1993, pagg.1275 134. [2]Capobianco M., Gambarotta A., Silvestri P., Zamboni G., 1995, Indagine Teorico- Sperimentale sui Sistemi di Aspirazione e Scarico dei MCI Automobilistici, 2 Convegno Nazionale del Progetto Finalizzato Trasporti 2 del CNR, Genova, 29-31 Maggio 1995, pagg.89 83. [3]Capobianco M., Gambarotta A., Campora U., Zamboni G., Analisi del Funzionamento dei Sistemi di Sovralimentazione e di Ricircolo dei Gas di Scarico in un MCI Diesel Automobilistico, L Congresso Nazionale ATI, Saint Vincent, 11-15 Settembre 1995, pagg.1387 142. [4]Capobianco M., Gambarotta A., 1997, Turbocharging and EGR Control in an Automotive DI Diesel Engine, 3rd Interantional Conference on Internal Combustion Engines: Experiments and Modeling (ICE97), Capri, 17-2 Settembre 1997, pagg.539 546. [5]Capobianco M., Gambarotta A., Silvestri P., Zamboni G., 1997, Sull Ottimizzazione delle Prestazioni e delle Emissioni di MCI Diesel Automobilistici, 3 Convegno Nazionale del Progetto Finalizzato Trasporti 2 del CNR, Taormina, 1-12 Novembre 1997, atti su CD ROM. [6]Capobianco M., Gambarotta A., Silvestri P., Zamboni G., 1996, Intake and Exhaust Systems of Automotive Turbocharged Diesel Engines: Components Characterisation and Modeling, XXVI Congresso Fisita, Praga, 17-21 Giugno 1996, paper P16.5, atti su CD ROM. [7]Stein R. A., Mencik D. Z., Warren C. C., 1987, Effect of Thermal Strain on Measurement of Cylinder Pressure, SAE Paper 87455.

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