• disegno albero motore
• disegno testata
• equilibratura albero motore
• motore
• verifica a fatica albero motore

Università di Pisa
Facoltà di Ingegneria


Corso di Laurea Specialistica in
Ingegneria dei Veicoli Terrestri

“Studi relativi ad un motore Diesel innovativo”

Relatori: Candidato:
Francesco Iozzo
Ing. Prof. Roberto Gentili
Ing. Ettore Musu
Ing. Riccardo Rossi

8 Giugno 2011
Anno Accademico: 2010/2011
SOMMARIO - ABSTRACT

TITOLO TESI: Studi relativi ad un motore Diesel innovativo
Sommario:
Lo studio condotto riguarda il progetto preliminare della parte termica e dell’albero a gomiti di un motore ad accensione spontanea innovativo atto a realizzare una combustione denominata HCPC (Homogeneous Charge Progressive Combustion). Tale combustione è caratterizzata da una graduale immissione nel cilindro combustore, durante la fase di combustione, di combustibile ed aria precompressa, al fine di ridurre le emissioni di particolato e di ossidi d’azoto rispetto ai valori tipici di un motore ad accensione spontanea convenzionale.
Ciò è possibile perché le fasi di aspirazione e di compressione sono effettuate in un ambiente (cilindro compressore) diverso rispetto a quello nel quale avvengono le fasi di combustione e scarico (cilindro combustore). Il trasferimento dell’aria nel cilindro combustore avviene attraverso una valvola ed un condotto all’interno del quale viene iniettato il combustibile.
Questo lavoro di tesi s’inserisce in una ricerca che ha come obiettivo la realizzazione di un prototipo di motore HCPC, al fine di validare i risultati ottenuti delle precedenti attività di simulazioni fluidodinamica svolte presso il dipartimento di Energetica dell’Università di Pisa.

THESIS TITLE: Studies on an innovative Diesel engine
Abstract:
This thesis concerns a preliminary design of the crankshaft and the head of an innovative Diesel engine able to perform a combustion called HCPC (Homogeneous Charge Progressive Combustion). This combustion consists in forming a pre-compressed homogeneous mixture outside the combustion cylinder and in gradually transferring the charge into the cylinder during the combustion phase in order to reduce Soot and NOx emissions with respect to the ones of a conventional Diesel engine.
HCPC combustion is accomplished applying the split-cycle concept, according to which the intake and compression phases are performed in a reciprocating external compressor that drives the air into the combustion cylinder through a transfer valve and a transfer duct where the fuel is injected.
This thesis is part of a research aimed at the HCPC prototype engine contruction, in order to validate the results of previous numerical activities conducted at the Department of Energy of Pisa University.


Introduzione
Negli ultimi dieci anni la ricerca si è concentrata sullo sviluppo di nuove strategie di combustione che consentano di ridurre sia gli NOx che il particolato, mantenendo un’elevata efficienza del motore. Molte di queste strategie si basano sul principio della combustione HCCI (Homogenous Charge Compression Ignition). La combustione HCCI è un processo nel quale una miscela omogenea di aria e combustibile si autoaccende per compressione. Nel dipartimento di Energetica dell’Università di Pisa è in fase di studio un sistema di combustione Diesel innovativo denominato HCPC (Homogeneous Charge Progressive Combustion). Questo sistema si propone di ottenere il controllo diretto e l’estensione del campo di esistenza di una combustione pseudo - HCCI attraverso una soluzione innovativa, caratterizzata dalla progressiva immissione di carica omogenea all’interno del cilindro durante la fase di combustione. Questa soluzione si basa sul concetto dello “split cycle”, secondo il quale le fasi di aspirazione e di compressione sono effettuate in un cilindro (cilindro compressore) diverso da quello (cilindro combustore) nel quale avvengono le fasi di combustione, espansione e scarico. Il trasferimento dell’aria nel cilindro combustore avviene attraverso una valvola ed un condotto all’interno del quale viene iniettato il combustibile (Fig. 1.1).
Il lavoro CFD svolto presso il Dipartimento di Energetica dell’Università di Pisa ha evidenziato le seguenti caratteristiche della combustione HCPC:
• è possibile ottenere un elevato rendimento indicato ed una buona potenza specifica (46%) con un motore aspirato;
• le emissioni di NOx sono dello stesso ordine di grandezza di quelle di un motore Diesel, ma è possibile raggiungere rapporti di equivalenza globali nel motore fino a 0,85 con quasi zero emissioni di particolato;
• una combustione Diesel senza emissioni di ossidi di azoto e particolato può essere conseguita utilizzando un livello moderato di EGR esterno raffreddato, che permette la riduzione delle emissioni di NOx a livelli che sono tipici delle combustioni innovative HCCI;
• adiabatizzando le pareti del motore è possibile aumentare il rendimento indicato idealmente fino al 56% (nel caso in cui tutte le pareti del combustore e del compressore, tranne le camicie dei cilindri, fossero adiabatiche).
Scelte progettuali e disegno di massima
Questo lavoro di tesi s’inserisce nella ricerca che ha come obiettivo la realizzazione di un prototipo del motore HCPC, che consenta di validare i risultati ottenuti delle precedenti attività di simulazione fluidodinamica svolte. L’attività di tesi ha riguardato in primo luogo lo studio della parte termica del motore, che richiede delle particolari soluzioni costruttive. Successivamente è stato effettuato uno studio preliminare sull’albero motore, eseguendo il bilanciamento delle forze d’inerzia, il disegno di massima e la verifica a fatica. Il primo problema affrontato è stato l’azionamento delle valvole.
Sono state studiate varie configurazioni al fine di ottenere un sistema semplice e affidabile considerando i vincoli geometrici e gli ingombri. Ai fini dalla semplicità è stata utilizzata una valvola di trasferimento verticale, che permette un azionamento diretto da parte dell’albero a camme mediante punteria a bicchiere, come mostrato in Fig. 1.2. I condotti di aspirazione e scarico sono stati disegnati valutando i vincoli di ingombro dovuti alla presenza dell’albero a camme e della puleggia della distribuzione. Nelle due figure sotto si mostrano le due configurazioni: quella iniziale (Fig. 1.3) con condotti scarico girati, e quella finale (Fig. 1.4).

Fig. 1.3 Configurazione finale Fig. 1.4 Configurazione iniziale
Un passo importante per il disegno completo della testata di questo motore e dei suoi componenti è stato il posizionamento dell’iniettore, posizionamento che deve rispettare i vincoli d’ingombro e le esigenze fluidodinamiche. In particolare il punto esatto in cui deve essere posizionata la punta dell’iniettore è frutto dei risultati fluidodinamici ottenuti nel dipartimento di Energetica ed è tale da garantire un buon miscelamento del combustibile con l’aria, evitando allo stesso tempo l’impingement del combustibile sulle pareti del condotto e sullo stantuffo del cilindro combustore.
Per valutare gli ingombri dell’iniettore, in modo da evitare interferenze con i circuiti di raffreddamento e lubrificazione, esso è stato modellato in Pro-E a partire da un disegno 2D di un iniettore Bosch.

Fig. 1.5 Posizione dell’iniettore
La testata è stata disegnata dopo aver definito la geometria di tutti i componenti. Per quanto riguarda il materiale, è stata scelta la ghisa, sia per l’elevata resistenza meccanica, sia per la sua minore conducibilità termica che permette di ridurre le perdite di calore e aumentare quindi il rendimento indicato. Nell’HCPC la riduzione degli scambi termici è ancora più importante rispetto al motore ad accensione spontanea, date le alte velocità di passaggio del fluido nel condotto di trasferimento. Il cilindro compressore e la parte della testa ad esso relativa non devono essere raffreddati, in questo modo si limitano gli scambi termici realizzando una compressione più simile all’adiabatica. Il raffreddamento deve interessare solo il cilindro combustore, per questa ragione nella testa è stata ricavata una camera in cui fluisce il liquido refrigerante (Fig.1.6).

Fig. 1.6 Sezione longitudinale della testa

Nella progettazione della parte termica di un motore, ci si serve largamente di dati ricavati da misure su motori simili. In tal modo si stabiliscono ad esempio lo spessore della testata o il materiale da lasciare intorno alle valvole ed ai condotti.
Progettazione dell’albero motore: bilanciamento delle forze d’inerzia
È stato poi condotto uno studio preliminare dell’albero motore. In particolare è stato affrontato il problema del bilanciamento di questo componente, che ha la particolarità di avere due manovelle sfasate di 30°. Il bilanciamento è necessario per evitare che si generino forze tali da generare vibrazioni che potrebbero alterare la funzionalità e l’integrità della macchina. Considerando le masse che si muovono di moto alterno e quelle che si muovono di moto rotatorio, si può passare al calcolo delle forze d’ inerzia. Per il bilanciamento del motore, si valutano:
• Le forze rotanti, le cui componenti in direzione dell’asse e in direzione ortogonale all’asse del cilindro risultano funzioni di tipo sinusoidale, alla stessa frequenza della rotazione della manovella;

In cui è la forza centrifuga data dalla massa della manovella, è la massa della manovella, c è la distanza del baricentro della manovella dal perno di manovella, è la porzione di massa della biella che si muove di moto rotatorio, b è la distanza tra il baricentro della biella e il perno di manovella ed infine ω è la velocità di rotazione dell’albero motore.
• Le forze alterne, che si compongono di due parti, la prima caratterizzata da frequenza pari a quella di rotazione della manovella (forze alterne del primo ordine), e la seconda caratterizzata da frequenza doppia rispetto a quella di rotazione della manovella (forze alterne del secondo ordine).

Le masse delle manovelle, delle bielle e degli stantuffi sono state stimate misurando le masse di alcuni componenti di un motore simile. Per quanto riguarda la biella, per esempio, si è misurata la massa di una biella di uguale lunghezza (170 mm) di un diesel bicilindrico con uguale alesaggio (86 mm). Complessivamente in direzione X (vedi Fig. 1.8) si trova:

In direzione Y agisce solo una parte della forza rotante:

Di seguito si riporta l’andamento delle forze d’inerzia in direzione verticale e orizzontale:

Fig. 1.7 Andamento forze d’inerzia generate dai due manovellismi Fig. 1.8 Sistema di riferimento
Per l’equilibratura del motore HCPC sono state aggiunte delle masse rotanti solidalmente con l’albero motore eseguendo la cosiddetta contrappesatura delle manovelle. La contrappesatura è necessaria sia per bilanciare il momento generato dalle forze centrifughe, sia per compensare il momento generato dalla componente rotante dalle forze alterne del primo ordine ( di Fig.1.9). Di seguito sono riportate le masse (Massa totale) da assegnare alle mannaie sia per il perno di manovella del compressore, sia per quello del combustore:
Fig. 1.9 Scomposizione F’ Fig. 1.10 Manovellismo compressore Fig. 1.11 Manovellismo combustore

Nelle tabelle sopra, G è la distanza dal punto O (Fig. 1.8) in cui è posizionata la massa equilibratrice; tale distanza è 35 mm, valore imposto da vincoli di ingombro. è la componente equirotante del vettore delle forze d’inerzia alterne del primo ordine (fig.1.9). È da notare che le masse equilibratrici sono diverse per i due cilindri a causa delle diverse corse.


Fig. 1.12 Andamento delle forze d’inerzia complessive in seguito al bilanciamento tramite sole mannaie
Come si vede dal grafico di Fig. 1.12 in questo modo si trasferirebbe però lo squilibrio dal piano verticale a quello orizzontale. Per ripartire equamente lo squilibrio tra i due piani occorre adottare un coefficiente di equilibratura di 0,5. Ovvero si dimezza la massa (M2) che bilancia .

Fig. 1.13 Andamento delle forze d’inerzia in seguito al bilanciamento della al 50%
Volendo ottenere un’equilibratura completa si può operare come sopra, ovvero compensare la per metà ed aggiungere un albero controrotante recante delle masse eccentriche tali da completare l’equilibratura delle forze del primo ordine sul piano verticale. Dovendo tali masse generare forze uguali a quelle ottenute con le mannaie ed essendo però controrotanti rispetto a queste, il motore risulta ovviamente equilibrato anche nel piano orizzontale. Chiamando M3 la massa dell’albero controrotante per compensare questa, se posta ad un raggio di 35 mm, deve valere 0,61 kg per quanto riguarda il manovellismo combustore e 0,51 kg per il manovellismo compressore.

L’uso di un albero controrotante (Fig. 1.14) permette quindi di avere lungo X solo le forze alterne del secondo ordine ed una perfetta equilibratura lungo Y.

Fig. 1.14 Andamento delle forze d’inerzia in seguito al bilanciamento tramite mannaie e contralbero
Il momento non equilibrato (curva fucsia) corrisponde alla componente del 2° ordine, come si può dedurre dalla periodicità dimezzata.

Disegno dell’albero motore
Dopo aver equilibrato le forze d’inerzia e quindi dimensionato i contrappesi, si è passati al disegno di massima dell’albero. In sede iniziale di progetto, le dimensioni dell’albero vengono fissate in funzione dell’alesaggio D e della corsa C. Nella tabella sotto è riportato tale dimensionamento per motori Diesel veloci:

Fig. 1.15 Principali grandezze dell’albero Fig. 1.16 Disegno di massima
La conoscenza della pressione dei gas nei cilindri e delle forse generate dall’inerzia delle masse alterne consente di determinare l’andamento dei carichi. Trascurando gli attriti che si generano, per esempio, nel contatto tra pistone e cilindro, sono state trovate le forze agenti sul manovellismo. Sulla testa di biella agisce una forza alterna diretta lungo l’asse del cilindro data dalla seguente espressione:

Dove P è la pressione nel cilindro e S è l’area del pistone. La forza F della formula sopra viene scomposta in due componenti:

La prima ortogonale è ortogonale all’asse del cilindro e la seconda agisce in direzione della biella. Questa seconda forza viene a sua volta scomposta sul perno di manovella in due componenti: una radiale (diretta lungo il raggio della manovella) e l’altra tangenziale (ortogonale alla precedente):

Si ha inoltre una forza centrifuga:

In conclusione le forze descritte producono su ogni gomito una forza radiale R, una tangenziale T e un momento torcente M:

Verifica a fatica
Dopo aver stabilito i carichi in gioco, aver dimensionamento ed equilibrato l’albero, è stata effettuata la verifica a fatica. Sono state valutate le caratteristiche di sollecitazione ed è stata eseguita la verifica a fatica nei punti più sollecitati, mostrati in Fig. 1.18. Le tensioni sono state calcolate in ogni punto preso in esame considerando tutti i carichi applicati e la loro variazione in funzione dell’angolo di manovella (Figure 1.19-1.20). La verifica è stata fatta in due condizioni operative del motore: a 4000 rpm (condizione in cui le forze d’inerzia sono predominanti rispetto a quelle dei gas) ed a 1000, rpm (condizione nella quale le forze dei gas sono predominanti rispetto a quelle d’inerzia). Dopo aver calcolato le tensioni normali e tangenziali alternate e medie ( , , , ) sono state corrette con i relativi dei punti in esame.
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Fig. 1.19 Andamento tensione tangenziale nel punto E Fig. 1.20 Andamento tensione normale nel punto E

Dalle tensioni tangenziali e normali corrette si è passato a e come segue:

Scelto come materiale un acciaio da cementazione 40NiCrMo4 con tensione di snervamento Se = 835 MPa e una tensione di rottura Sut = 1000 MPa, si è calcolato il limite di fatica per ogni punto ed infine il suo coefficiente di sicurezza (CS). Come si vede nella Fig. 1.21, risulta più sollecitato il punto E con un coefficiente di sicurezza pari a 2,2.

Fig. 1.21 Valori dei coefficienti di sicurezza per n = 4000 rpm
Per un regime di rotazione di 1000 rpm il punto più sollecitato è sempre il punto E, ma con un coefficiente di sicurezza di 2,4.
Conclusioni
A completamento del lavoro svolto in questa tesi, per valutare più accuratamente le tensioni sull’albero motore sarà necessario eseguire un’analisi FEM considerando la reale geometria dell’albero senza dover ricorrere ai coefficienti d’intaglio spesso di difficile determinazione. Inoltre sarà necessaria un’analisi delle vibrazioni torsionali. Come albero controrotante per il completo bilanciamento delle forze alterne del primo ordine, in questo motore è possibile utilizzare l’albero a camme, che gira alla stessa velocità dell’albero motore, integrandovi delle opportune masse eccentriche.