Motori a combustione interna

MOTORI A COMBUSTIONE INTERNA (MCI)

- nome corretto =gt; MOTORI ALTERNATIVI A COMBUSTIONE INTERNA

- MACCHINA MOTRICE VOLUMETRICA

EROGA UNA POTENZA ALL'ESTERNO

NON CE SCAMBIO DI ENERGIA FRA IL FLUIDO E LA MACCHINA, VIENE SOLO SPISTATO IL FLUIDO

- LA COMBUSTIONE AVVIENE IN MODO DISCONTINUO (IN TG O TV SI HA SEMPRE LA "FIAMMA")

- BISOGNA ASPIRARE ED ESPELLERE LA MASSIMA MASSA D'ARIA IN MODO DA FAR AVVENIRE AL MEGLIO LA COMBUSTIONE

- SPAZIO CHE RIMANE VUOTO QUANDO IL PISTONE ARRIVA AL PMS

c = 4 => 4 TEMPI = 4 CORSE AL CICLO

• 1 => ASPIRAZIONE
• 2 => COMPRESSIONE
• 3 => ESPANSIONE
• 4 => SCARICO

FASI OPERATRICI => BISOGNA FORNIRE LAVORO PER FARLE AVVENIRE

FASI MOTRICI => COPPIA UTILE CHE AVRA ALL'ESTERNO

- MOTORE AD ACCENSIONE COMANDATA => LA CANDELA DEVE QUANDO FAR AVVENIRE LA COMBUSTIONE

- MOTORE AD ACCENSIONE PER COMPRESSIONE => LA COMPRESSIONE AVVIENE PER LA COMBINAZIONE DI PRESSIONE E TEMPERATURA

(HANNO RAPPORTI VOLUMETRICI DI COMPRESSIONE MAGGIORI)

CLASSIFICAZIONE DEI MOTORI A COMBUSTIONE INTERNA

2 (2 corse per compiere un ciclo)

4 (4 corse per compiere un ciclo)

innesco della combustione -> accensione per compressione (ciclo diesel) -> all'interno del cilindro si verificano condizioni di pressione e temperatura tali che la combustione avviene spontaneamente

accensione comandata (ciclo otto) -> c'e un dispositivo che decide il momento in cui deve iniziare la combustione (la combustione deve resistere alla pressione)

SISTEMA DI ALIMENTAZIONE

Benzina -> iniezione elettronica -> single point

multi point

Diesel -> common rail -> unico condotto in cui il combustibile e in pressione (1300 bar) e viene immesso in ogni cilindro

SISTEMA DI REGOLAZIONE

Benzina -> per quantita

qualita -> variabile

DIAGRAMMA DI INDICATORE -> fornisce la pressione in funzione del volume spazzato dal cilindro

AVS = apertura valvola di scarico

CVS = chiusura valvola di scarico

AVA = apertura valvola di aspirazione

CVA = chiusura valvola di aspirazione

PERDITA DI CARICO (non recuperabile)

Tale diagramma non e in scala con le pressioni (ordine 60 bar)

Le valvole vengono sempre aperte in anticipo e chiuse in ritardo per sfruttare al massimo l'aspirazione e lo scarico

C'e un tempo in cui le valvole AVA e CVS sono aperte contemporaneamente (tempo ben calcolato)

Lavoro ricavabile da A -> lavoro motore (percorso in senso orario)

Lavoro ricavabile da a -> lavoro operatore (percorso in senso antiorario)

In generale L = integral rho dV

Nei motori a combustione interna L = (1-h) a - beta

alpha -> scala sull'asse x

beta -> scala sull'asse y

Dal diagramma di indicatore e possibile stimare il lavoro di ciclo

Il diagramma di indicatore non e un diagramma termodinamico perche: la massa all'interno del ciclo varia e la composizione del fluido all'interno del ciclo varia

IL DIAGRAMMA DI INDICATORE DICE L'ANDAMENTO DELLA PRESSIONE IN UN CERTO CICLO

V = pi / 4 D² C

C = 2R

V = volume cilindro

Vtot = V z

z = numero cilindri

Cm = velocita media (velocita a cui mediamente si muove il pistone)

Cm = 2C m / 60

[m/s] = [m/giro] [giri/min] -> m/60 [m/s]

IPOTESI PER PASSARE DA DIAGRAMMA DI INDICATORE A DIAGRAMMA TERMODINAMICO

1. Massa e composizione del fluido costanti
2. Il fluido torna allo stato iniziale mediante una trasformazione isocora (v cost)
3. Si considera un ciclo "ideale" -> fluido "ideale" GP (gas perfetto)

MACHINE IDEALE -> non ci sono scambi di calore con l'esterno

non ci sono cadute di pressione

apertura e chiusura valvole istantanea

CICLO SABATHE / CICLO MISTO

1 -> 2 p v^k cost. (isentropica)

4 -> 1 isocora

Q_iv = energia fornita a volume specifico costante

Q_ip = energia fornita a pressione costante

Q₁ = Q_iv + Q_ip = c_v (T₃ - T₂) + c_p (T₃ - T_3')

Q₂ = c_v (T₄ - T₁)

Il ciclo Sabathe puo rappresentare sia il ciclo Otto che il ciclo Diesel

p₁ v₁^k = p₂ v₂^k

p₂ = p₁ (v₁/v₂)^k = p₁ ((V₁ + V_c) / V_c)^k = p₁ r^k

r -> rapporto di compressione (e definito sulla geometria)

r = cilindrata + camera di combustione / camera di combustione

p₂ v₂ = RT₂

p₁ v₁ = RT₁

T₂ / T₁ = (p₂ / p₁) (v₂ / v₁)

T₂ / T₁ = r^k-1

ESEMPIO

T1 = 15 C

P1 = 1,01 bar

se r = 10 -> P2 = 25 bar, T2 = 451 C (Acc. COMBUSTIONE)

se r = 8 -> P2 = 8 bar (Acc. COMPRESSIONE)

DEFINENDO

a = T3/T2

b = T3/T3'

Tale diagramma e equivalente al diagramma del ciclo Sabathe

eta_th = (Q_f - Q_e)/Q_f = 1 - Q_e/Q_f = 1 - c_v(T4 - T1)/(c_v(T3 - T2) + c_p(T5 - T3'))

= 1 - (T4/T1 - 1)/((T3/T1 - T2/T1) + k(T5/T1 - T3/T1))

T3/T1 = T3/T3' . T3'/T4 = b a r^k-1 = a b r^k-1

T2/T1 = r^k-1

T3/T1 = T3'/T1 . T2/T1 = a r^k-1

T4/T1 = T4/T3 . T3/T1 = (r^k+1/r^k-1) a b r^k-1 = a b r^k

HO SOSTITUITO

p₃v₃^k = p₄v₄^k

SAPENDO CHE pV = RT -> T/v = cost., se p = cost.

v₃/T₃ = v_3'/T_3'

SOSTITUENDO QUO SOPRA SI OTTIENE p₃(T₃/T_3' v_3')^k = p₄ v₄^k

T4 v4^k-1 = T3 v3^k-1 -> T4/T3 = (v3/v4)^k-1 = ((v3'/v4) . T3/T3')^k-1 = (b/r)^k-1

eta_th = 1 - (a b^k - 1)/(r^k-1(a - 1) + kr^k-1(b - 1)) = 1 - (a b^k - 1)/(r^k-1[(a - 1) + k(b - 1)])

se r = 1 -> T3' = Te -> Qv = p TUTTO IL CALORE E FORNITO A PRESSIONE COSTANTE (CICLO DIESEL)

se b = 1 -> T3 = T3' -> Qv = Q TUTTO IL CALORE E FORNITO A VOLUME SPECIFICO COSTANTE (CICLO OTTO)

OSS: se r ↑ -> eta_th ↑ (IN ENTRAMBI I CASI) MA se r ↑ -> eta_indicato ↓

r = (V+Vc)/Vc > 1

se b = 1 -> eta_th,otto = 1 - 1/r^k-1

se a = 1 -> eta_th,diesel = 1 - (b^k - 1)/(k(b - 1)) . 1/r^k-1

CICLI

LIMITE MASSIMO DI COMPRESSIONE DI UN MOTORE A BENZINA

IN UN MOTORE DIESEL SE LA PRESSIONE E' TROPPO BASSA NON SI ACCENDE

OSS: CICLO OTTO

h_th,otto = 1 - 1/r^k-1

IL RENDIMENTO DIPENDE SOLO DAI RAPPORTI DI COMPRESSIONE

CONFRONTO FRA CICLO OTTO E CICLO DIESEL

A PARITA' DI B E Q₁

OTTO

DIESEL

r_diesel = r_otto

T_4,diesel > T_4,otto

IL CICLO DIESEL SI TROVA PIU' A DESTRA DEL CICLO OTTO (CAMPO DI ENTALPIA MAGGIORE A PARI PUNTO DI PARTENZA)

LA TEMPERATURA A CUI VIENE FORNITO Q AL CICLO OTTO E' MAGGIORE DELLA TEMP. A CUI VIENE FORNITO AL CICLO DIESEL

PER TALI MOTIVI

h_th,otto > h_th,diesel

A PARI Q₁ :

OTTO

DIESEL

h_th,diesel > h_th,otto

PER I MOTIVI PRECEDENTI

T_4,otto > T_4,diesel

IL CICLO OTTO SI TROVA PIU' A DESTRA DEL CICLO DIESEL (CAMPO DI LAVORO A PARI PUNTO DI PARTENZA)

LA TEMP. A CUI VIENE FORNITO Q AL CICLO DIESEL E' MAGGIORE DELLA TEMP. A CUI VIENE FORNITO AL CICLO OTTO

POTENZA DI UN HCI PER VIA TERMICA

TONUTA TERMICA

k* = Ki

RAPPORTO TEORICO - RAPPORTO STECHIOMETRICO

RAPPRESENTA L'ENERGIA CHE SI PUO OTTENERE DALLA COMBUSTIONE TEORICA E COMPLETA DI 1 kg DI ARIA

(PER MOTORI DIESEL)

(PER MOTORI BENZINA)

ARIA + COMBUSTIBILE

DEF.

eta_comb = Q_t / (m_a K)

(DIESEL)

eta_comb = Q_t / ((m_a + m_c)K)

(OTTO)

E UN INDICE DI QUANTO AVVIENE BENE LA COMBUSTIONE

Q_t -> ENERGIA TERMICA ENTRANTE NEL CICLO TERMODINAMICO

- ENERGIA ENTRANTE NEL CICLO

E NECESSARIO IMMETTERE GRANDE QUANTITA DI ARIA PER OTTENERE eta_comb^

RIEMPIMENTO VOLUMETRICO O RIEMPIMENTO DI CILINDRO

a) Delta P_per occ c_aria² occ c_pistone²

P = P_amb - Delta P_asp ; eta -> s

[s - DENSITA ARIA ASPIRATA]

b) se T f -> s f

c)

P_amb - Delta P_asp

P_amb

P_asp - Delta P_asp

VELOCITA' PISTONE

cilindrata effettivamente sfruttata (e minore)

d) FENOMENI INERZIALI DELLE MASSE IN GIOCO -> E CONTRO L'ASPIRAZIONE LE MASSE IMPEGANO UN CERTO TEMPO A CAMBIARE DIREZIONE

e) PROPAGAZIONE DELLE ONDE DI PRESSIONE NEI CONDOTTI

- SONO ONDE CHE FAVORISCONO LA CARICA E ONDE DI CONTROCARICA (PUO ESSERE UTILIZZATO SIA IN SENSO POSITIVO CHE NEGATIVO)

- LA VELOCITA DELL'ONDA DIPENDE DALLA VELOCITA A CUI SI MUOVE IL PISTONE

IN TALE FORMULA MANCANO I FATTORI d ED e

• indica la temperatura a un livello inferiore il fluido

• indica la massa che teoricamente pu essere aspirata ad ogni ciclo a condizioni ambiente

m_u < 1

Potenza motore

P_o = L_o ²ⁿ/₆₀ 1/2 [kW]

L_o -> lavoro organico nell'albero motore

n -> numero di corse al giro

P ₂

60

c

τ -> numero di tempi di un motore

Grandezze riferite al ciclo alla potenza

L_e = Q_i · m_li · m_v · m_f

L_h lavoro del ciclo termodinamico

L_i lavoro indicato (lo si legge dal diagramma di indicatore)

η_i rendimento indicato

flusso reale

macchina reale: es. scambio termico che porti laminazione di fluido

Q₁ = ρ_amb V · m_v · k^* · m_carb

cilindrata volumetrica (massa di aria che teoricamente pu aspirare ad ogni ciclo)

massa di aria effettiva che puo essere aspirata ad ogni ciclo

P_o = ρ_amb V · m_v · k^* · m_carb · η_ii · m_v · m_o

P_o -> potenza organica che pu essere ottenuta all'albero di un motore

ρ_amb -> densita aria alle condizioni ambiente

V -> cilindrata motore

parametri fissati

se n ↓ allora la potenza pu aumentare

Def.

P_me = L_o/V [bar]

P_mi = L_i/V [bar]

P_me -> pressione media effettiva

P_mi -> pressione che dovrebbe agire per un corsa per dare il lavoro organico (L_o) o indicato (L_i)

Pressione equivalente

Da un idea del carico volumetrico a cui e soggetto un motore

P ↑ -> motore spinto (molto caricato) ~ 16/18 bar

P ↓ -> motore poco caricato e poco spinto ~ 6/10 bar

P₀ = P_me ? V ? 2?m/60 ? 1/?

Lo ricavo (facilmente) sperimentalmente facendo la formula inversa

P₀ ?

M w = M ? ?m/60

P_me ? V ? ?m/60 ? 1/?

P₀ = P_me V ?m/60

M ? P_me

M e P_me sono la stessa cosa a meno di un fattore di conversione

P_me = sfor a? m_u ? ?m

parametri pesanti

Come variano i rendimenti in funzione di m

m_v ?

m_comb ?

m_{u, m} cost.

m_u ?

m_cu ?

(maggiore e m e piu veloce deve avvenire la combustione)

(si allontana dal diagramma termodinamico e da quello di indicatore)

(si hanno maggiori strisciamenti)

I rendimenti li ricavo tutti sperimentalmente

Curva della coppia

Potenza per via meccanica

P₀ = P_me ? V ? 2?m/60 ? 1/?

= P_me ? ? ? ? 2?m/60 ? 1/?

= P_me ? ? ? c_z ?m ? 1/?

V = ?/4 D² c_z = ? c_z

? -> area frontale (del pistone)

Significato fisico di c_m

P_in -> pressione di inerzia (forza di inerzia che agisce sull'area del pistone)

F_in = m_in ? a_in

m_in insieme delle masse sottoposte al moto alterno

a_in accelerazione di inerzia

m_in oc S_reciproc V_vacuole

m_in oc V_squadra oc R²

a_in oc ?² R (a) oc ?² R

DEFINISCO P_m [P_n] OC R^uR^v OC W^tR² OC m^c OC q^m

P_m OC n² → LA VELOCITA MEDIA DA UNA IDEA DEL CARICO MECCANICO A CUI E SOTTOPOSTO IL MOTORE

MAGGIORE E C_pm E MAGGIORI SONO GLI SFORZI MECCANICI DI UN CERTO MOTORE

~6-7% MOTORE TRANQUILLO

~10-12% MOTORE PERFORMANTE

CURVE DI PRESTAZIONE DI UN MOTORE A COMBUSTIONE INTERNA

CURVA DI POTENZA

CURVA DELLA COPPIA

CURVA DEL CONSUMO SPECIFICO

sono su scale diverse

DOVE LA TANGENTE ALLA CURVA DELLA POTENZA SI TOCCA, IN TALE PUNTO SI HA IL MASSIMO DELLA COPPIA

m_min → VELOCITA MINIMA A CUI IL MOTORE FUNZIONA CON REGOLARITA

m_max → VELOCITA MASSIMA A CUI IL MOTORE PUO FUNZIONARE PRIMA CHE LE FORZE DI INERZIA SIANO TROPPO ELEVATE

m_fuga → VELOCITA A CUI SIA LA POTENZA CHE LA COPPIA SONO NULLE

P₀ = HW = H · 2πm/60

H ∝ P₀/m

P_m = ORDINATA MASSIMA

DOVE SI HA IL MASSIMO DELLA COPPIA NON SI HA IL MASSIMO DELLA POTENZA

q = W_c/L_c = m_c/P_e · f_z / kW h

per rigrosa

q = L₀/(m³ K h) = 1/(qK_i)

se si vuole q_i → q_v

IN GENERALE LA CURVA DI CONSUMO SPECIFICO E ASI UN NUMERO DI GIRI INTERMEDIO

• TANTO PIU RPiDE CURVA E PIATTA E TANTO MIGLIORE E IL MOTORE (CONSUMA MENO)
• TANTO PIU E A PUNTA E TANTO PIU CONSUMERO

VALORI MINIMI DI CONSUMO SPECIFICO

q_diesel = 180-200 g/kW h

q_benzina = 230 g/kW h

q_cicli = 500 g/kW h

K_i = 40 MJ/kg

TIPICO VALORE DI UN COMBUSTIBILE FOSSILE LIQUIDO

η_e (230 g/kW h) = 1/(qK) = 1/(230 · 10^-6 kg/W h · 3 600 000 J/W h · 40 · 10⁶ J/kg) = 0.391 → 39%

η_e (180 g/kW h) = 1/(qK) = 1/(180 · 10^-6 kg/W h · 3 600 000 J/W h · 40 · 10⁶ J/kg) = 0.5 → 50%

IN LINEA DI MASSIMA

m_diesel > m_benzina