A.A.2016-2017 PROPULSORI TERMICI Alimentazione aria – parte II La sovralimentazione prof. Federico Millo Dipartimento Energia - Politecnico di Torino F. Millo - Propulsori termici 1 Sovralimentazione Scopo della sovralimentazione è introdurre nel cilindro una massa di carica fresca superiore a quella corrispondente all’aspirazione naturale, per ottenere maggior potenza a parità di cilindrata. n Infatti, osservando l’espressione della potenza utile Pu: P u = pme ⋅ (iV ) ⋅ m si nota come essa possa essere aumentata incrementando il regime di rotazione n o la pressione media effettiva pme. Nel primo caso le forze di inerzia aumentano con il quadrato della velocità di rotazione, costringendo ad alleggerire le parti in moto, mentre nel secondo le forze dovute ai gas crescono solo linearmente con la pme e possono essere piu’ facilmente contenute attraverso un irrobustimento degli organi. Ricordando l’espressione della pme Hi pme = η u ⋅ λ v ρ a α si può osservare come sia possibile incrementare il lavoro al ciclo intervenendo sulla densità ρa mediante la sovralimentazione. F. Millo - Propulsori termici 2 Sovralimentazione F. Millo - Propulsori termici 3 Sovralimentazione Il compressore può essere azionato: • dal motore stesso, tramite collegamento meccanico con l’albero motore; • da una turbina, sfruttando l’energia residua posseduta dai gas di scarico del motore Nel primo caso, il compressore è generalmente di tipo volumetrico poiché l’utilizzo di un turbocompressore non è generalmente praticabile. Infatti, ricordando l’espressione del lavoro di compressione per un turbocompressore centrifugo (supposto, per semplicità, con pale radiali), si può notare che, per ottenere un rapporto manometrico di compressione βc dell’ordine di circa 2 la velocità periferica u” del compressore deve risultare dell’ordine dei 300m/s circa. Si ha infatti: Li = c p (T2 c − T1c ) = c pT1c β c − 1 k −1 1 Li = u22 = (300^2) = 90 kJ/kg k η yc Essendo inoltre u”=πd”ncompr (dove d” è il diametro della girante del turbocompressore in corrispondenza della sezione d’uscita e ncompr il suo regime di rotazione), poichè la portata elaborata dal motore è relativamente piccola (dell’ordine di 0,1 kg/s circa per un motore da 100 kW) date le velocità che si raggiungono all’interno di una turbomacchina, il turbocompressore risulta di dimensioni (d”) ridotte (40 mm circa) e quindi con un regime di rotazione (ncompr) molto elevato (≅ 150 krpm), rendendo problematico l’accoppiamento meccanico tra le due macchine. F. Millo - Propulsori termici 4 accoppiato con il motore. risulta più adatta la configurazione con compressore volumetrico (a vite o Root) che. Questo tipo di compressori presenta però una scarsa efficienza (la compressione avviene interamente o in buona parte per riflusso alla mandata). per cui si avrebbe un grado di sovralimentazione insufficiente ai bassi regimi di rotazione del motore ed eccessivo alle alte velocità di rotazione. mostra una minore sensibilità del rapporto di compressione al regime di funzionamento. se si vuole ricorrere al collegamento meccanico del compressore con l’albero motore. F.Propulsori termici 5 . Millo . quali i motori automobilistici. Per i motivi sopra esposti. Il basso valore di rapporto di compressione che è possibile attuare li rende pertanto applicabili solamente per la sovralimentazione dei motori ad accensione comandata (per i quali il massimo valore di rapporto manometrico di compressione è comunque limitato dal rischio di detonazione.Sovralimentazione Un ulteriore limite all’accoppiamento meccanico tra le due macchine è l’elevata sensibilità del grado di sovralimentazione al regime di funzionamento del motore (essendo Li = u22). βc < 2). La sovralimentazione con turbocompressore ad azionamento meccanico si dimostra quindi inadeguata a motori destinati ad applicazioni che prevedano ampi intervalli di variazione del numero di giri. Millo . COMPRESSORE VOLUMETRICO ROOTS Il compressore Roots è un compressore di tipo volumetrico.Propulsori termici 6 . costituito da due rotori lobati che con il loro movimento spostano l’aria dall’ambiente di aspirazione alla mandata. Aspirazione Statore Piastra statorica Valvola di bypass Mandata Rotori a 3 lobi Ingranaggi Puleggia F. per garantire tenuta (ingranaggi esterni per il sincronismo dei rotori • Necessità di prevedere giochi adeguati tra le parti rotanti per evitare strisciamenti • VANTAGGI: – Rapidità di risposta in transitorio – Grado di sovralimentazione uniforme ai diversi regimi di rotazione • SVANTAGGI: – Scarsa efficienza (compressione per riflusso) – Sottrazione di potenza all’albero motore – Rumorosità (compressione per riflusso) – Grado di sovralimentazione limitato (perdite per fughe ) F. Millo .Propulsori termici 7 . COMPRESSORE ROOTS • Profilo dei lobi coniugato. Ciclo di lavoro compressore Roots COMPRESSORE ROOTS Lc = V ⋅ ( p2 − p1 ) Pi = i ⋅ L c ⋅ n = m ⋅ Li m = λv ρ1iVn i ⋅ Lc ⋅ n Pass = ηm i ⋅ V ⋅ ( p 2 − p1) ⋅ n Caratteristica manometrica Li = = p1 compressore Roots λv ⋅ i ⋅ V ⋅ ⋅n R ⋅T 1 R ⋅ T 1 ( p 2 − p1) R ⋅ T 1 ⋅ = ⋅ (β − 1) λv p1 λv = cp ⋅ (T 2 − T 1) k −1 1 T 2 = T 1 ⋅ 1 + ⋅ ⋅ (β − 1) k λv F. Millo . .Propulsori termici 8 . sovr ρ sovr pc Ta np Ta = = ξ m sovr = λv . Millo . sovr ρ sovr itotV m I termini influenzati dalla sovralimentazione sono ρ e λv: p ρa ∝ a (equazione di stato) Ta λv ∝ Ta (sperimentale – minore incidenza degli scambi termici) Si deve inoltre tener conto del guadagno di volume ottenibile comprimendo i gas contenuti nello spazio morto. o espellendoli se l’incrocio valvole lo consente.asp β cξ masp λv .Accoppiamento compressore volumetrico Roots trascinato meccanicamente – motore termico La portata d’aria aspirata da un motore sovralimentato è pari a: n m sovr = λv .Propulsori termici 9 .asp ρ a itotV c ξ ∝ nλv .asp ρ a pa Tc m pa Tc F. Si ottiene quindi: m sovr λv . tramite un coefficiente ξ. aspξ Sulla caratteristica manometrica del compressore la corrispondente caratteristica del motore è rappresentata da un fascio di rette uscenti dall’origine. Millo . aventi coefficiente angolare inversamente proporzionale ad n F.Accoppiamento compressore volumetrico Roots trascinato meccanicamente – motore termico m sovr βc ∝ nλv .Propulsori termici 10 . Millo .Caratteristica manometrica compressore volumetrico Roots di ultima generazione: EATON TVS V = 900cc β c max ≈ 2.Propulsori termici 11 .7 Due rotori a 4 lobi svergolati Adatto per la sovralimentazione di motori da 1.4 η c max ≈ 0.5 a 3 litri di cilindrata L’elevato numero di lobi migliora riempimento e rendimento (migliorando la tenuta e riducendo le fughe) e rumorosità (pulsazioni di portata piu’ contenute ed a maggior frequenza) F. F.Propulsori termici 12 . Puo’ essere inoltre necessaria una valvola di pop-off o blow –off per le manovre di rilascio. By-pass e frizione a comando elettromagnetico per disinnesto a carico parziale Per evitare inutili perdite a carico parziale (quando il compressore trascinato meccanicamente assorbirebbe inutilmente potenza dall’albero motore per comprimere aria che dovrebbe poi comunque essere laminata dalla farfalla). Millo . si possono utilizzare un condotto di by-pass ed una frizione ad innesto elettromagnetico. COMPRESSORE VOLUMETRICO A VITE Consente. grazie alla realizzazione di camere a volume variabile generate dalla rotazione dei due rotori. di effettuare una compressione graduale con un piu’ elevato rendimento rispetto al Roots (rispetto al quale è pero’ notevolemnte piu’ costoso data la complessità dei profili) F. Millo .Propulsori termici 13 . generalmente assiale o centripeta. le due macchine sono montate sullo stesso albero costituendo un gruppo meccanicamente autonomo collegato al motore solo per via fluidodinamica. Sovralimentazione Per le ragioni sopraelencate. la configurazione più utilizzata è quella che prevede l’impiego di una turbina azionata dai gas di scarico. La turbina. sfruttando l’energia posseduta dai gas di scarico. F. trascina direttamente il turbocompressore di sovralimentazione. Millo . generalmente di tipo centrifugo. nel campo della trazione terrestre.Propulsori termici 14 . Sovralimentazione Per quanto riguarda la turbosovralimentazione si possono presentare le seguenti varianti costruttive: a pressione costante: i condotti di scarico sono sufficientemente ampi da smorzare le oscillazioni di portata e di pressione in modo che alla turbina arrivi un flusso praticamente stazionario. Unendo i condotti di più cilindri opportunamente sfasati si può far sì che la turbina raggiunga buoni livelli di rendimento nella conversione dell’energia. ad impulsi: i condotti di scarico collegano ciascun cilindro alla turbina in modo che l’energia cinetica venga conservata e trasferita alla turbina. In questo modo si riduce la contropressione allo scarico ma la turbina viene a lavorare ad impulsi. Questa configurazione è indicata per il funzionamento in condizioni stazionarie. Millo . ma inadatta quando sia richiesta una rapida risposta durante i transitori. F. Questa soluzione permette di ottenere una risposta in transitorio molto più rapida.Propulsori termici a impulsi 15 a pressione costante . Millo . nei quali il recupero di potenza è consistente e permette un aumento del rendimento utile anche del 5%. Sovralimentazione turbo_compound: Normalmente l’energia “estraibile” dai gas di scarico è superiore a quella necessaria per comprimere l’aria e quindi l’eccesso di potenza disponibile sulla turbina può essere riversato sull’albero motore. Questa soluzione è usata in motori di grandi dimensioni con grado di sovralimentazione molto elevato.Propulsori termici 16 . F. con una velocità periferica massima u2 di 450 – 500 m/s. U2 U1 C1 E nel caso di pale puramente radiali cu1 = u2: U1 W1 is: Li = u22 ω F. Il lavoro massico effettuato sul fluido è: W2 C2 Ovvero.Propulsori termici . la girante (Dest ≈ 35 ÷ 65 mm) è realizzata in lega leggera. con diffusore non palettato.). Millo . 17 Turbocompressore centrifugo Il turbocompressore è generalmente di tipo centrifugo monostadio. essendo in genere cu1 = 0. Per applicazioni automotive di tipo LD (itotV≈1÷3 lt. Propulsori termici . perché. Diffusori palettati sono utilizzati in genere solo in applicazioni destinate al funzionamento a punto fisso (es. sebbene cio’ comporti rendimenti massimi inferiori rispetto alla soluzione palettata. seppur caratterizzata da maggiori sollecitazioni sulla pala e maggior complessità costruttiva e costo. Le pale della girante sono generalmente radiali o rivolte all’indietro: quest’ultima soluzione. specie nel caso di diffusore non palettato (seppure con prevalenza inferiore a pari velocità periferica). con la necessità quindi di un minor recupero di energia cinetica nel diffusore e conseguente maggior rendimento. consente il funzionamento in un piu’ ampio intervallo di valori di portata. comporta una minor velocità c2 in uscita alla girante. 18 Turbocompressore centrifugo Generalmente il diffusore è non palettato. genset). Millo . F. Per la portata. etc) con le principali grandezze geometriche ed operative quali diametro girante. velocità di rotazione etc. è possibile correlare le prestazioni del compressore (rapporto manometrico di compressione. riferendosi ad esempio alla portata critica attraverso una sezione di riferimento: m m = p1 p1 Aref D2 RT1 RT1 Per la velocità periferica U riferendosi alla velocità del suono Cs : U ND = Cs kRT1 Il rapporto manometrico di compressione β ed il rendimento isentropico ηc sono già di per se adimensionali e non necessitano quindi di ulteriori normalizzazioni.Propulsori termici . 19 Turbocompressore centrifugo: caratteristica manometrica Tramite il teorema di Buckingham. F. rendimento isentropico. Si possono in particolare individuare i seguenti parametri adimensionati. Millo . non piu’ adimensionali: m m T1 = ND = N p1 p1 D2 kRT1 T1 RT1 indicati generalmente come portata ridotta e velocità ridotta (reduced mass flow e reduced speed). aria) le dimensioni geometriche e le proprietà del fluido sono costanti e possono quindi essere omesse.Propulsori termici . Millo . 20 Turbocompressore centrifugo: caratteristica manometrica Poichè per una data macchina. spesso sono loro preferiti i cosiddetti parametri corretti seguenti. si possono ottenere cosi’ i parametri seguenti. e per un dato fluido operativo (ad es. Poichè tali parametri non hanno le dimensioni di una portata e di una velocità. ottenuti normalizzando temperature e pressioni rispetto a valori standard di riferimento (ad es. 293 K e 1 bar): F. Li . parametrizzato in funzione della velocità di rotazione (corretta o ridotta). Millo .Propulsori termici .is c p (T2 cis − T1c ) η c is = = Li c p (T2 c − T1c ) F. riportando il rapporto manometrico β in funzione della portata (corretta o ridotta). 21 Turbocompressore centrifugo: caratteristica manometrica La caratteristica manometrica del turbocompressore puo’ essere quindi ottenuta in termini di parametri ridotti o corretti. Sul diagramma sono poi riportate le linee isolivello corrispondenti a pari valori di rendimento isentropico. 22 Turbocompressore centrifugo: caratteristica manometrica Il campo di utilizzo del compressore è limitato da: • surge line (o linea di pompaggio) OVERSPEED SURGE • overspeed line (max soll. portando ad una periodica inversione del flusso attraverso il compressore.Propulsori termici . F. Millo . Il funzionamento prolugato del compressore in pompaggio puo’ danneggiare seriamente il compressore. pale) • choking line (blocco sonico della portata) Il pompaggio o surge è un fenomeno di instabilità globale che si verifica per portate CHOKING ridotte ed elevati rapporti manometrici. centrif. Per applicazioni automotive di tipo LD (itotV≈1÷3 lt.3 kg/dm3).). la girante (Dest ≈ 30 ÷ 55 mm) è generalmente realizzata in Inconel (superlega in nichel-cromo ad alta densità 8. Pure radial Mixed flow C1 W1 U1 U2 C2 U2 W 2 ω F. radiale pura o mista.Propulsori termici . Millo . 23 Turbina radiale La turbina è generalmente di tipo centripeto monostadio. Turbine assiali sono utilizzate solo per applicazioni stazionarie o navali ad elevata potenza (> 1000 HP). Millo .0E+06 2.5E+06 2. F. 24 Turbina radiale 25000 20000 15000 10000 CAD obtained 5000 Manufacturer supplied linear fit 0 0.3 g/cm³ . dati i differenti materiali impiegati – lega leggera con densità 2. L’inerzia varia proporzionalmente al diametro esterno della girante della turbina ^ 5.ed il differente profilo delle pale. mentre il contributo della girante del compressore è in genere modesto.7 g/cm³ contro Inconel con densità 8.0E+05 1.Propulsori termici .0E+06 1.0E+00 5.5E+06 L’inerzia del turbogruppo è principalmente imputabile all’inerzia della turbina. Propulsori termici . 25 Turbina radiale: caratteristica manometrica Anche per la turbina è possibile ottenere una caratteristica manometrica in termini di quantità corrette o ridotte. diagrammando il rapporto di espansione β in funzione della portata. Caratteristica manometrica di una turbina assiale ad azione F. corrispondente al raggiungimento della condizione di blocco sonico in una sezione della macchina (chocked flow). Pertanto la caratteristica manometrica di una turbina assiale monostadio ad azione risulta molto simile a quella di un ugello. e le linee isovelocità tendono a collassare su di un’unica linea. Per una turbina assiale l’effetto della velocità di rotazione è modesto. parametrizzato in base alla velocità di rotazione. Millo . e dovrebbe essere confinato in corrispondenza delle condizioni di massimo rendimento. Millo . e come le condizioni di blocco sonico si raggiungano per rapporti di espansione sensibilmente superiori a quello di un singolo ugello sempl. poichè una frazione maggiore del gradiente di pressione è necessaria in questo caso per Caratteristica manometrica di una turbina radiale superare il campo di forze centrifughe. poichè il funzionamento della turbina è comunque limitato ad un’area ristretta. Tuttavia. e per rapporti di espansione crescenti al crescere della velocità di rotazione. Turbine Swallowing Capacity (Lower Curve) and Efficiency (Upper Curve) F. si preferisce in genere limitare il diagramma all’intorno delle condizioni di massimo rendimento ed utilizzare una rappresentazione su di un asse ad hoc (“Swallowing capacity diagram”). convergente (poichè grazie ad un certo grado di reazione il salto di pressione da elaborare puo’ essere ripartito tra distributore e girante). 26 Turbina radiale: caratteristica manometrica Nel caso invece di una turbina radiale si puo’ notare come le linee isovelocità si dispongano a coprire un’area relativamente ampia.Propulsori termici . si preferisce diagrammarla in funzione del rapporto U/C1 o BSR (Blade Speed Ratio ).Propulsori termici . F. La necessità di evitare fenomeni di instabilità nel compressore limita ulteriormente il campo all’interno del quale è possibile il rilievo della caratteristica della turbina. 27 Turbina radiale: caratteristica manometrica La misura del rendimento delle turbine utilizzate negli impianti di sovralimentazione è inoltre complicata dal fatto che la sottrazione di calore non è generalmente trascurabile: pertanto non è possibile calcolare il lavoro di espansione in base alla misura della temperatura di fine espansione. Spesso. Millo . anzichè diagrammare il rendimento della turbina in funzione del rapporto di espansione. ma è necessario in genere ricorrere ad una misura indiretta tramite il lavoro assorbito dal compressore. rapporto tra la velocità periferica all’estremità della pala e la velocità di ingresso del fluido nella girante nel caso di efflusso isentropico. essendo: nc ∼ n ed Li ∼ u22 F. Millo .aspξ Sulla caratteristica manometrica del compressore la corrispondente caratteristica del motore è sempre rappresentata da un fascio di rette uscenti dall’origine.turbocompressore i punti di funzionamento cadrebbero quindi su di una linea caratterizzata da forti variazioni del grado di sovralimentazione con la velocità del motore. Accoppiamento turbocompressore – motore termico m sovr βc ∝ nλv . aventi coefficiente angolare inversamente proporzionale ad n. Nel caso di un accoppiamento meccanico diretto motore.Propulsori termici 28 . come già visto nel caso dei compressori volumetrici. L’incremento di portata potrà essere smaltito dalla turbina solo con un aumento della pressione p3 a monte della turbina stessa. con un conseguente aumento del lavoro massico in turbina Lt che risulterà pertanto superiore al lavoro richiesto dal compressore Lc provocando un’accelerazione del turbogruppo fino a che non si raggiungerà una nuova condizione di equilibrio ad una velocità di rotazione del turbo superiore a quella iniziale e quindi con m sovr un nuovo rapporto manometrico di compressione maggiore rispetto a βc ∝ quello iniziale (punto 2). ma a differenza del caso precedente non è piu’ cosi’ immediato individuare la velocità di rotazione del turbocompressore (che dipenderà dal raggiungimento dell’equilibrio tra la potenza richiesta dal compressore stesso e quella erogata dalla turbina) e quindi la posizione del punto di funzionamento. con uno spostamento a destra quindi del punto iniziale.Propulsori termici 29 . sulla caratteristica manometrica del compressore la corrispondente caratteristica del motore è sempre rappresentata da un fascio di rette uscenti dall’origine. F. Millo . nλv . e vari la velocità di rotazione a partire dalle condizioni iniziali 1. aventi coefficiente angolare inversamente proporzionale ad n. 2 Supponendo che il carico del motore sia costante. Accoppiamento turbocompressore – motore termico Nel caso di azionamento tramite turbina a gas di scarico. l’aumento di velocità di rotazione comporterà lo spostamento su di una caratteristica meno 1 inclinata ed un aumento di portata.aspξ La variazione del grado di sovralimentazione con la velocità di rotazione risulta quindi molto piu’ contenuta rispetto al caso del trascinamento meccanico. n mot ↑⇒ m gas ↑⇒ p S ↑⇒ β t ↑⇒ L t ↑ n turbo > n max Lt >> Lc ⇒ n turbo ↑⇒ β c ↑⇒ β c > β c max F. Cio’ a causa all’ampia gamma di regimi e carichi incontrati. Normalmente la turbina ed il compressore sono dimensionati in modo da fornire un elevato grado di sovralimentazione già in corrispondenza del 40% della massima velocità di rotazione del motore. l’applicazione della sovralimentazione alla propulsione stradale risulta normalmente molto più difficile di quanto non sia la medesima operazione eseguita per un motore per applicazioni industriali o marine. Millo . Per evitare di ottenere pressioni di sovralimentazione troppo elevate agli alti regimi. si provvede allora a scaricare. Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Valvola di Waste gate Nonostante l’accoppiamento puramente fluidodinamico del turbogruppo consenta di contenere notevolmente le variazioni del grado di sovralimentazione con la velocità di rotazione del motore. riducendo così l’energia trasferita al compressore ed abbassando quindi la pressione di sovralimentazione. Questo viene realizzato inserendo una valvola (detta di “Waste gate”) che agli alti regimi consente a parte della portata dei gas combusti di by- passare la turbina.Propulsori termici 30 . parte dei gas combusti prima dell’immissione in turbina. nonché alla necessità di avere una rapida risposta nei transitori. in queste condizioni. Millo . potendo essere il livello di boost max controllato tramite la WG.Propulsori termici 31 . Le maggiori contropressioni allo scarico che si realizzano pero’ per effetto della turbina di minor sezione comportano un peggioramento del consumo specifico. consentendo cosi’ di raggiungere gradi di sovralimentazione piu’ elevati ai bassi regimi e di ottenere una risposta piu’ pronta nei transitori di accelerazione. F. Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Valvola di Waste gate L’impiego di una valvola di “Waste Gate (WG)” permette quindi di impiegare una turbina piu’ piccola. Millo . F. Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Turbina a geometria variabile Alternativa più complessa e costosa ma più efficiente è quella di utilizzare una turbina a geometria variabile. Aprendo gli ugelli del distributore agli alti regimi e chiudendoli ai bassi.Propulsori termici 32 . Questa soluzione prevede un distributore palettato in cui è possibile far variare l’angolo della palettatura del distributore in funzione della velocità del motore o della portata in massa dei gas di scarico. capace di variare le sue caratteristiche adeguandole al regime di rotazione del motore. l’utilizzazione dell’energia dei gas di scarico può essere adeguata in modo da ottenere gradi di sovralimentazione soddisfacenti su di un piu’ ampio campo di funzionamento del motore. Millo . Sovralimentazione – Applicazioni alla trazione stradale – Turbina a geometria variabile F.Propulsori termici 33 . Propulsori termici 34 . Durante i transitori di accelerazione il gruppo di Sovralimentazione – Turbolag sovralimentazione presenta un ritardo di risposta (turbolag): infatti il gruppo non è in grado di garantire la stessa pressione di sovralimentazione che si avrebbe in condizioni di regime. Durante il transitorio infatti. F. Millo . oltre ai transitori fluidodinamici dovuti ai volumi dei collettori di aspirazione e scarico. e’ necessario spendere parte dell’energia dei gas combusti per accelerare il turbogruppo. soprattutto per rapporti di compressione elevati. I vantaggi che ne conseguono possono essere così sintetizzati: • aumenta la quantità in massa di aria introdotta nel cilindro. perché si incrementa ulteriormente la potenza. • si riducono tutti i livelli di temperatura raggiunti durante il ciclo. F. nel caso di motore ad accensione comandata.Propulsori termici 35 . il pericolo di detonazione. • si migliora il rendimento organico. • si riduce. senza variare sensibilmente i livelli di pressione e quindi le perdite per attrito meccanico. E’ quindi conveniente inserire a valle del compressore un interrefrigeratore con lo scopo di ridurre la temperatura della carica. Millo . Sovralimentazione – Interrefrigerazione L’aumento di temperatura della carica in seguito alla compressione limita i benefici della sovralimentazione. abbassando così i carichi termici sul motore. L’impiego di due turbo in parallelo consente di ridurre notevolmente il turbo lag (fino al 40%) grazie alle minori dimensioni delle macchine. V6 o V8).Propulsori termici 36 . Millo . anche se non puo’ alterare i limiti rappresentati dal raggiungimento delle condizioni di surge dei compressori per basse portate. Sovralimentazione – Sistemi “Twin turbo” In motori ad elevato frazionamento (ad es. puo’ essere conveniente utilizzare due sistemi di sovralimentazione in parallelo. F. una volta raggiunto il livello di boost obbiettivo. A basse velocità di rotazione la WG è chiusa. bypassando cosi’ progressivamente lo stadio HP. ma aumenta la complessità del circuito e le perdite di carico.Propulsori termici . L’impiego di un intercooler intermedio tra LP e HP riduce il lavoro di compressione dello stadio HP.5 circa. per cui viene in genere considerato solo per gradi di sovralimentazione superiori a 3. con una WG di regolazione sullo stadio Serial Sequential system (BMW. la WG viene aperta. Sovralimentazione – Sistemi “Two stage” Nelle applicazioni diesel in cui il grado di sovralimentazione non è limitato da rischi di combustione anomala come nel caso dei motori ad accensione comandata. che richiede T< 190°C). Millo . Il sistema consta di due turbogruppi di taglia differente connessi in serie. non compatibili con l’uso della lega leggera. e la maggior parte del salto entalpico è sfruttata nella turbina HP e destinata quindi al trascinamento del compressore HP (che essendo di piccola taglia consente di avere una risposta dinamica rapida e ridurre il turbo lag). Al crescere della velocità di rotazione. F. l’esigenza di incrementare il grado di sovralimentazione a livelli non raggiungibili con un singolo stadio di turbocompressore centrifugo (anche a causa delle elevate temperature alla mandata. Borg Warner) HP. ha portato all’impiego di sistemi di sovralimentazione a doppio stadio. Borg Warner) Esempio applicazione motore HD. 6 cilindri F. Sovralimentazione – Sistemi “Two stage” Serial Sequential system (BMW. 12litri.Propulsori termici . Millo . piu’ compatto in termini di «packaging» e presenta minori perdite di calore durante la fase di warm-up del catalizzatore grazie all’utilizzo di una sola turbina. Alle basse velocità (fino a 2500 rpm) è in funzione solo il Turbo 1. al fine di “lanciare” il Turbo Parallel Sequential system (PSA. che utilizza due turbogruppi di taglia confrontabile. F. mantenendo pero’ chiusa la VC2 ed aprendo la Vrecirc. nonostante la presenza di un maggior numero di valvole. E’ poi prevista una ulteriore modalità di transizione in cui viene aperta la VT2. Alle velocità piu’ elevate invece entrambi i turbogruppi operano in parallelo. escludendo il Turbo2. Sovralimentazione – Sistemi “Two stage” Una possibile alternativa è rappresentata dal sistema “sequenziale – parallelo”. Millo . La gestione del sistema risulta decisamente piu’ complessa rispetto al sistema serie. essendo le valvole VT2 e VC2 aperte. Honeywell) 2 prima del suo inserimento. destinati ad operare in parallelo anzichè in serie come nel caso precedente. mentre le valvole VC2 e VT2 sono chiuse. come in un sistema “twin turbo”.Propulsori termici . ma il sistema risulta. sia in termini potenza massima. Millo . sia in termini di low end torque.Propulsori termici . oltre ad un notevole miglioramento del turbo lag. F. Sovralimentazione – Sistemi “Two stage” Il sistema consente di ottenere notevoli incrementi delle prestazioni. Fuel consumption reductions for a fully loaded vehicle (16.0 1. 260 kW – Macchina elettrica da 7.0 1. 31 Acceleration transient with the standard VGT and with ELEGT system: turbo speed. è possibile realizzare anche una funzione di «electrical turbocompounding».5 90000 2 70000 VGT VGT 1.5 1.5 50000 ELECTRIC. 25.5 3.5 4.0 2. 1 30000 TURBO TURBO 10000 0. ovvero in grado di funzionare anche come generatore.5 0. sfruttando cosi’ l’energia dei gas combusti in eccesso rispetto a quanto richiesto dal compressore.5 0. 30 Acceleration transient with the standard VGT and with the Fig. F. ELECTRIC. 7 Fuel cons.0 0.5 2.5 4.5 time [s] time [s] Fig. Sovralimentazione assistita elettricamente: e-boost 3.0 3.5 kW) 0 CBD TRL03 TRL08 TRL09 HWFET Fig.5 3.0 4.Propulsori termici 41 .0 3 ELectric Exhaust Gas Turbo) 2 Applicazione motore Cursor 8 per autobus urbani 1 0. ASS.4 5 4..5 130000 BOOST PRESS.IVECO 4 3.0 (6 cil. 8 lt.0 2.5 1. Per mitigare il turbo lag una possibile soluzione è quella di utilizzare un turbo assistito elettricamente (e- turbo). Millo .2 Esempio: sistema ELEGT . Utilizzando una macchina elettrica reversibile.0 0.5 2. [bar] 3 110000 TURBO SPEED [rpm] 2. tramite un motore elettrico ad alta velocità.5 t.) for different driving cycles.2 3. ASS.0 3. reduction [%] 6 5.0 4. the ELEGT system: boost pressure. abbinato a quello della fasatura variabile. Millo . consente di migliorare notevolmente l’erogazione di coppia ai bassi regimi grazie alle tecniche di “scavenging”. portando ad una caratteristica di erogazione del motore sfavorevole ai bassi regimi. In questo modo è possibile incrementare sensibilmente la coppia erogata a basse velocità di rotazione che in motore sovralimentato e’ generalmente limitata dal rischio di fenomeni di pompaggio (“surge”) del turbocompressore. «Scavenging» nei motori turbo GDI con VVT OVERSPEED SURGE CHOKING L’impiego dell’iniezione diretta di benzina. che si traduce in modeste prestazioni di ripresa.Propulsori termici . F. fino ad ottenere incrementi di pressione di sovralimentazione dell’80%. F. in modo da evitare che durante la fase di scavenging il combustibile raggiunga direttamente i condotti di scarico. e questo aumenta la potenza in turbina. incrementare notevolmente l’incrocio. E’ fondamentale tuttavia l’impiego della iniezione diretta. un aumento di portata del 30% puo’ consentire di aumentare il rapporto manometrico di compressione del 15%.Propulsori termici . Millo . aumentando cosi’ la portata elaborata dal compressore. con inizio dell’iniezione solo dopo la chiusura della valvola di scarico. la portata aumenta ulteriormente. Grazie all’aumento di pressione di sovralimentazione. Ad es. «Scavenging» nei motori turbo GDI con VVT E’ possibile infatti. posticipando la chiusura delle valvole di scarico ed anticipando l’apertura delle valvole di aspirazione. che permette di incrementare ulteriormente la pressione di sovralimentazione. Infatti: • il posticipo della fasatura dello scarico consente di ridurre le perdite di pompaggio. e di creare un effetto di EGR interno. Millo .Propulsori termici . riaspirando. prima della chiusura dello scarico. utili per ridurre le emissioni di ossidi di azoto NOx • il posticipo della fasatura dell’aspirazione consente di ridurre la parzializzazione sulla farfalla. E’ possibile cosi’ ridurre le perdite per pompaggio fino al 25% ed i consumi del motore del 3-4% circa. grazie al maggior riflusso al termine dell’aspirazione. F. gas combusti dal condotto di scarico. «Scavenging» nei motori turbo GDI con VVT Motore convenzionale senza scavenging L’impiego di un variatore di fase su entrambi gli assi di aspirazione e scarico consente inoltre di ottenere apprezzabili riduzioni di consumi ai carichi parziali.