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Sulla misura delle curve prestazionali dei sistemidi sovralimentazione per MCI automobilistici

Massimo Capobianco, Silvia Marelli, Fabio Polidori

Internal Combustion Engines Group (ICEG)Dipartimento di Macchine Sistemi Energetici e Trasporti (DIMSET) – Università di Genova

SOMMARIOLa progressiva riduzione della cilindrata a parità di potenza installata (downsizing) sta favorendo un’applicazione gene-ralizzata della tecnica della sovralimentazione nei MCI automobilistici. La disponibilità delle curve caratteristiche delcompressore e della turbina di sovralimentazione, definite in un esteso range operativo, rappresenta un indispensabilerequisito per l’ottimizzazione del matching motore-sovralimentatore, soprattutto nell’ambito dei modelli di simulazionedel funzionamento in transitorio del sistema.Il costruttore dell’unità di sovralimentazione fornisce usualmente le mappe caratteristiche delle turbomacchine in uncampo operativo limitato, spesso senza considerare le condizioni di regolazione del dispositivo di controllo della portatainstallato (valvola waste-gate o sistema a geometria variabile). Risulta quindi importante poter misurare sperimental-mente le curve prestazionali del turbosovralimentatore su appositi banchi prova che consentano di prescindere dalle li-mitazioni operative imposte dall’accoppiamento con il motore. Un apparato di questo tipo, adatto al rilievo delle presta-zioni dei sistemi di sovralimentazione automotive sia in condizioni di efflusso stazionario che in condizioni di flussonon stazionario, è da anni operativo presso il Laboratorio MCI dell’Università di Genova.Nella memoria vengono approfondite alcune delle problematiche sperimentali relative alla valutazione al banco provadei principali parametri prestazionali (portata, rapporto di pressioni, rendimento) del compressore e della turbina di unapiccola unità di sovralimentazione, anche in relazione alla posizione dell’organo di regolazione della portata evolventenella macchina motrice.

1 CONSIDERAZIONI PRELIMINARI

Il raggiungimento dei limiti imposti dalle normative sulle emissioni inquinanti allo scarico dei MCIimpone ai costruttori automobilistici l’impiego di tecnologie avanzate, spesso differenti nel caso deimotori Diesel (Capobianco, 1998; Stumpp e Ricco, 1996; O’Connor e Smith, 1988) ovvero ad ac-censione comandata (Lecointe e Monnier, 2003; Richter et al., 2002; Wirth et al., 2000; Lake et al.,2004). Una tecnologia di utilizzazione trasversale è rappresentata dalla sovralimentazione a gas discarico, ormai consolidata nel caso dei motori Diesel e che nel breve-medio periodo assumerà unruolo chiave anche per i motori ad accensione comandata.Risulta quindi evidente come non si possa prescindere dalla conoscenza delle curve caratteristichedel compressore e della turbina del gruppo di sovralimentazione in un campo operativo particolar-mente esteso; tale informazione rappresenta un requisito fondamentale per l’ottimizzazionedell’accoppiamento tra motore e sovralimentatore, soprattutto nell’ambito di modelli di simulazio-ne.A questo scopo, la sperimentazione su banchi prova dedicati fornisce indicazioni di fondamentaleimportanza per approfondire la conoscenza del comportamento delle turbomacchine costituentil’unità di sovralimentazione. Sebbene diverse siano le opzioni impiantistiche adottabili, la centraledi compressione dell’aria di alimentazione, il dispositivo di riscaldamento del fluido evolvente inturbina ed il sistema di assorbimento della potenza prodotta dalla macchina motrice rappresentanorequisiti imprescindibili.La centrale di compressione deve fornire la portata di fluido necessaria ad alimentare turbogruppi di

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taglia differente, ad un livello di pressione controllato. Sono inoltre impiegate stazioni di filtraggiodell’aria allo scopo di eliminare impurità che potrebbero danneggiare la strumentazione di misurautilizzata.Occorre quindi selezionare la temperatura del fluido di alimentazione della macchina motrice, te-nendo conto delle relative difficoltà impiantistiche; a tale riguardo esiste la possibilità di operare subanchi prova a caldo ed a freddo. L’impiego di grandezze pseudoadimensionali consente comunquedi comparare le curve prestazionali misurate su banchi prova caratterizzati da differenti temperaturedi esercizio del fluido. Lavorare con una temperatura elevata all’ingresso della turbina permette diriprodurre più fedelmente le condizioni operative sperimentate su motore. In questi casi viene gene-ralmente utilizzato un bruciatore alimentato da combustibile la cui scelta non è da sottovalutare;l’impiego di un combustibile gassoso è preferibile all’utilizzo di gasolio che può portare alla forma-zione di particelle incombuste dannose nei confronti dell’eventuale strumentazione presente nel cir-cuito del banco prova a valle del combustore (si pensi ad esempio all’anemometria a filo/film cal-do). Uno studio condotto a tale riguardo (Young e Penz, 1990) ha mostrato come la scelta del com-bustibile influenzi notevolmente i costi di gestione ed investimento iniziale dell’impianto. Dallostudio è emerso che la scelta di riscaldatori a gas naturale è da ritenersi la più idonea sia per il con-trollo efficace del regime termico sia per i bassi costi di esercizio. Anche nei banchi prova a freddosi utilizzano dispositivi per il riscaldamento dell’aria, in genere di tipo elettrico, che, sebbene per-mettano di raggiungere temperature contenute, risultano necessari al fine di evitare la formazione dighiaccio sulle palette della macchina motrice nel caso di rapporti di espansione elevati.L’impiego di un banco prova a freddo è preferibile nel caso si vogliano condurre misure in condi-zioni di flusso non stazionario di alimentazione della turbina, sia per motivazioni di costo dei senso-ri utilizzati (che devono essere caratterizzati da un’alta risposta in frequenza) sia per la semplifica-zione impiantistica della intera catena di misura (assenza di circuiti di refrigerazione dei sensori);occorre infatti tener conto del fatto che, per conseguire un’elevata risposta in frequenza del circuitodi misura, i sensori impiegati devono essere installati a diretto contatto con il fluido evolvente neicondotti senza l’interposizione di linee di collegamento di lunghezza significativa (Capobianco etal., 1991).La sperimentazione in condizioni di flusso non stazionario richiede inoltre la presenza, lungo la li-nea di alimentazione della turbina, di un generatore di pulsazioni necessario a riprodurre gli impulsigenerati dall’apertura periodica delle valvole dei MCI. Pochi sono i banchi prova dotati di dispositi-vi per la generazione di flussi pulsanti di ampiezza e frequenza variabile, data la notevole complica-zione a livello impiantistico. In tal senso si utilizzano valvole ad otturatore rotante (Winterbone etal., 1990), dischi rotanti azionati da motori elettrici (Dale e Watson, 1986; Arcoumanis et al., 1995),ovvero teste motore trascinate (Benson e Scrimshaw, 1965; Osnaghi et al., 1985).Un requisito indispensabile per lo sviluppo di rilievi sperimentali su turbine di sovralimentazione,indipendentemente dal regime di flusso, è il dissipatore della potenza fornita dalla macchina motri-ce. Generalmente si utilizza il compressore dell’unità di sovralimentazione quale freno dinamome-trico, modulando la potenza assorbita dalla macchina operatrice attraverso tecniche sperimentali chesaranno menzionate nel seguito. Tale soluzione è però limitata dalle condizioni di funzionamentoinstabile del compressore (surge line) ovvero dalla condizione di choking che si instaura alle alteportate. In alternativa si può utilizzare un freno dinamometrico dedicato, che permette una misuradiretta della potenza fornita dalla macchina motrice, ma che presenta alcune limitazioni legate allamassima velocità di rotazione consentita (in genere non superiore a 80000 giri/min) ed alla difficol-tà di accoppiamento con turbogruppi di sovralimentazione di taglia differente.Presso il Laboratorio MCI dell’Università di Genova è da tempo operante un’apparecchiatura diprova che permette di effettuare indagini su componenti di aspirazione e scarico di MCI in regimedi flusso stazionario e pulsante (Acton e Capobianco, 1986). L’apparecchiatura, del tipo a freddo,bene si presta ad indagini su turbogruppi a gas di scarico grazie alla disponibilità di due linee sepa-rate di alimentazione delle macchine costituenti l’unità di sovralimentazione. In condizioni di flussostazionario di alimentazione, le curve caratteristiche di turbina e compressore sono rilevate in uncampo operativo particolarmente esteso, grazie all’adozione specifiche tecniche sperimentali. Pecu-

3

liarità del banco prova è la disponibilità di due sistemi generatori di pulsazioni di caratteristiche dif-ferenti: si impiegano valvole ad otturatore rotante azionate da un motore elettrico per studi parame-trici volti ad evidenziare l’effetto delle caratteristiche della pulsazione (quali ampiezza, valor medio,frequenza e forma dell’onda) sulle prestazioni non stazionarie della macchina motrice (Capobiancoe Marelli, 2006b). Una testa motore trascinata, dotata di un sistema avanzato di controllo valvole ditipo VVA (sistema UNIAIR sviluppato dal Centro Ricerche Fiat), permette invece di riprodurre piùfedelmente le condizioni operative sperimentate su motore e consente di mettere in luce le mutueinterazioni tra le leggi di apertura delle valvole, la conformazione del collettore di scarico e la turbi-na di sovralimentazione, prendendo anche in considerazione l’eventuale sistema di regolazione del-la portata transitante attraverso la macchina motrice.Le grandezze misurate in diverse sezioni del circuito di prova sono acquisite tramite un sistema au-tomatico, gestito da codici di calcolo sviluppati in ambiente LabVIEW®.Nella memoria vengono approfondite alcune problematiche sperimentali relative alla valutazione albanco prova dei principali parametri prestazionali del compressore e della turbina di una piccola u-nità di sovralimentazione (IHI – RHF3) per applicazione su MCI downsized a benzina, dotata divalvola waste-gate quale dispositivo di regolazione della portata evolvente in turbina.

2 DEFINIZIONE DELLE CURVE CARATTERISTICHE DEL COMPRESSORE

2.1 Aspetti generali

Le prestazioni del compressore di un sistema di sovralimentazione sono generalmente espresse intermini di portata in massa, rapporto di compressione e rendimento isentropico, facendo riferimen-to a valori totali dei parametri termodinamici all’ingresso (sezione 1) ed alla mandata (sezione 2)della macchina operatrice e parametrizzando le curve caratteristiche rispetto alla velocità di rotazio-ne dell’albero.Per quanto riguarda i livelli di portata e velocità di rotazione, è usuale fare riferimento a fattoripseudoadimensionali o, più spesso, a valori di tali parametri ridotti a condizioni ambientali di rife-rimento. Nel presente lavoro saranno considerate le seguenti grandezze:

- velocità di rotazione ridotta 0

1cr

T

n Tn

T

- portata ridotta 0 1

1 0

c Tcr

T

M p TM

p T

- rapporto di compressione 2

1

TTT

T

pp

avendo posto:p0 = 0.981 barT0 = 293.15 K

Un aspetto di particolare rilevanza ai fini dell’utilizzazione delle mappe del compressorenell’ambito delle procedure di matching è rappresentato dall’estensione delle curve misurate; a talfine, le caratteristiche del circuito di prova devono consentirne l’esplorazione fino a valori moltocontenuti del rapporto di compressione della macchina, garantendo un’ampia modulabilità delleperdite di carico alla mandata.Un ulteriore elemento di notevole importanza è rappresentato dal range di velocità di rotazione delcompressore esplorabile; infatti, nel caso di sperimentazione su un banco prova a freddo, i valorimassimi di tale parametro sono spesso limitati dall’instaurarsi di condizioni di choking nella turbinaconnessa, che non consentono di incrementare la velocità di rotazione del sistema fino a valori pros-simi al livello massimo dichiarato dal costruttore. Nello stesso tempo, la possibilità di definire con

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buona accuratezza curve caratteristiche a bassa velocità di rotazione della macchina (grazie ad unpreciso controllo delle condizioni di alimentazione della turbina che trascina il compressore ed alladisponibilità di un adeguato sistema di misura dei parametri termodinamici all’ingresso ed all’uscitadel compressore) risulta di notevole interesse soprattutto per la simulazione di condizioni operativedel motore in transitorio.Al di là delle problematiche citate, gli aspetti di maggior criticità ai fini del rilevamento delle carat-teristiche prestazionali di un compressore di sovralimentazione sono sicuramente rappresentati dalladefinizione del limite di instabilità funzionale della macchina (mediante una metodologia per quan-to possibile oggettiva e ripetibile, § par.2.2) e dalla valutazione del rendimento isentropico, con rife-rimento sia alle caratteristiche delle sezioni di misura utilizzate che alla strumentazione di misuraimpiegata (§ par.2.3).

2.2 Definizione del limite di instabilità (surge)

Il campo di funzionamento di un compressore dinamico è delimitato alle basse portatedall’instaurarsi di fenomeni di instabilità quali lo stallo ed il pompaggio. Tenendo conto del fattoche i valori più elevati del rapporto di compressione e dell’efficienza della macchina operatrice siconseguono, per ogni velocità di rotazione, in prossimità del limite di instabilità, la conoscenzadell’esatta posizione della surge-line permette di ottimizzare il matching tra il motore ed il turboso-vralimentatore. Un ulteriore aspetto di interesse, soprattutto nel caso di propulsori automobilisticipoco frazionati (bi e tri-cilindrici), riguarda l’effetto del flusso non stazionario generatodall’apertura periodica delle valvole di aspirazione sui fenomeni di instabilità del compressore, an-che in relazione all’impiego di sistemi avanzati di controllo delle valvole.Anche se il funzionamento in pompaggio del compressore è generalmente ben percepibile, è evi-dente l’interesse per la definizione di procedure il più possibile oggettive e ripetibili che consentanodi evidenziare il funzionamento instabile della macchina e risultino facilmente integrabili nel siste-ma di controllo del motore.A tal fine, l’instabilità del compressore può essere in prima istanza rilevata attraverso la misura del-la temperatura del fluido in corrispondenza della bocca di aspirazione della macchina, identificandol’instaurarsi del pompaggio con un incremento significativo di tale temperatura, causato dal perio-dico riflusso dell’aria dalla sezione di mandata.E’ inoltre ben noto che i fenomeni oscillatori che nascono all’instaurarsi del pompaggio sono carat-terizzati da frequenze strettamente correlate alle caratteristiche del circuito alla mandata della mac-china operatrice. Tenendo conto che, nei piccoli motori per autotrazione, i volumi interposti tra lamandata del compressore ed il motore sono contenuti per non penalizzare la risposta in transitoriodel sistema, le oscillazioni di pressione associate al funzionamento in pompaggio sono in generedell’ordine di qualche decina di Hz; l’impiego di trasduttori di pressione caratterizzati da una rispo-

0.0

0.5

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

3.5

4.0

4.5

0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05

Mcr [kg/s]

ΔT

T1

[K]

Pompaggio

Funzionamentostabile

ncr = 70000 giri/min

Cond. A

Cond. B

Fig.1 – Incremento di temperatura all’aspirazione del compressore

5

sta in frequenza di qualche centinaio di Hz consente quindi di evidenziare con sicurezza l’instabilitàdel compressore anche attraverso il rilievo della variazione istantanea della pressione alla mandatadel compressore.In Fig.1 è rappresentato il tipico andamento misurato dell’incremento di temperatura all’ingressodel compressore ΔTT1 (valutato come differenza tra la temperatura misurata all’ingresso del rotore ela temperatura rilevata in corrispondenza di una sezione di misura posta a circa 350 mm dalla boccadi aspirazione del compressore), in funzione della portata ridotta Mcr, per un livello medio-bassodella velocità di rotazione del compressore (ncr = 70000 giri/min). Sulla curva rappresentata in Fig.1sono evidenziati i due punti estremi, corrispondenti rispettivamente ad una condizione di funziona-mento stabile del compressore (Cond. A) e ad una situazione di incipiente pompaggio (Cond. B). Irilievi sono stati inoltre estesi ad una condizione operativa di evidente pompaggio del compressore(Cond. C), non indicata in Fig.1 a causa delle variazioni periodiche delle grandezze di interesse.In parallelo sono stati acquisiti, tramite un trasduttore estensimetrico ad alta risposta in frequenza eduna scheda di acquisizione veloce (NI PCI-6110), i segnali tempovarianti di pressione alla mandatadel compressore (p2) che sono riportati, per le tre condizioni operative citate, in Fig.2. I risultatidell’analisi di Fourier degli stessi diagrammi di pressione (ai quali si è applicato un filtro passa-basso con frequenza di taglio pari a 2 kHz) sono rappresentati in Fig.3. Si osserva che il pompaggiodel compressore dà luogo ad oscillazioni della colonna fluida caratterizzate da una frequenza fon-damentale pari a circa 17 Hz; in questa condizione di funzionamento si è riscontrato un aumentodella temperatura all’ingresso della macchina superiore a 15 K.

1.00

1.02

1.04

1.06

1.08

1.10

1.12

0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06

t [ms]

p2

[bar

]

Cond. A

Cond. B

Cond. Cncr = 70000 giri/min

Fig.2 – Segnali tempovarianti di pressione alla mandata del compressore

0

4

8

12

16

20

010

020

030

040

050

060

070

080

090

010

0011

0012

0013

0014

0015

0016

0017

0018

0019

0020

00

f [Hz]

Dp

2[m

bar

]

Cond. A

Cond. B

Cond. C

0

4

8

12

16

20

0.0 16.7

33.3

50.0

66.7

83.3

100.0

116.7

133.3

150.0

166.7

183.3

200.0

f [Hz]

Dp

2[m

bar

]

ncr = 70000 giri/min

Fig.3 – Analisi di Fourier dei segnali di pressione alla mandata del compressore

6

Mentre nella condizione A non si è osservato alcuno scostamento tra le temperature misurate nelledue stazioni di misura poste all’ingresso della macchina (Fig.1), nella condizione B, probabilmentecaratterizzata da fenomeni di stallo del compressore, tale differenza è risultata significativa (ΔTT1 ≈4 K). In quest’ultima situazione operativa l’oscillazione di pressione a valle è risultata affetta daarmoniche ad alta frequenza (presenti anche nelle altre condizioni e pari a circa 1 kHz) di ampiezzamaggiore rispetto alla condizione A.

2.3 Valutazione del rendimento

Il rendimento isentropico del compressore viene usualmente determinato mediante una procedura ditipo diretto attraverso rilievi di pressione e temperatura in opportune stazioni di misura a monte ed avalle della macchina. Nell’ipotesi di gas perfetto e trascurando le variazioni del calore specifico delfluido con la temperatura, l’efficienza total-to-total del compressore (ηcTT) può essere calcolata me-diante la relazione:

Molteplici aspetti quali la scelta dei trasduttori utilizzati, la disposizione e la geometria delle sezionidi misura e le caratteristiche delle porzioni di circuito interposte fra la macchina e tali sezioni pos-sono tuttavia influenzare notevolmente i valori di efficienza calcolati, rendendo problematico il con-fronto fra i dati rilevati con sistemi sperimentali differenti.Nel caso in cui, per poter garantire un’adeguata affidabilità dei rilievi effettuati, le stazioni di misu-ra siano collocate ad una distanza non trascurabile dalle flange d’accoppiamento, ogni variazionedello stato termodinamico del fluido all’interno dei condotti di collegamento (dovuta fenomeni discambio termico, perdite di carico, ecc.) viene di fatto conglobata nei processi che hanno luogoall’interno della macchina.Un aspetto sicuramente non secondario è rappresentato dalla metodologia utilizzata per la valuta-zione della temperatura e della pressione del fluido nelle sezioni di misura. Normalmente viene ri-levata la sola pressione statica di parete attraverso più prese di misura (realizzate con un foro di pic-colo diametro); il livello totale della pressione viene poi calcolato facendo riferimento alla portatamedia evolvente, assumendo una distribuzione uniforme della velocità del flusso nella sezione dimisura.Il rilievo della temperatura è usualmente condotto, per le applicazioni automotive, mediante termo-coppie o termoresistenze. Normalmente si assume che il segnale proveniente dal sensore, immersoperpendicolarmente al flusso, corrisponda ad un valore totale della temperatura. Va tuttavia consi-derato che la posizione della sonda, trasversale rispetto al flusso, crea disuniformità tra il punto diristagno e la parte diametralmente opposta del sensore; il valore misurato non è quindi da ritenersiesattamente quello totale quanto piuttosto un valore intermedio tra il livello statico e quello totale. Aquesto va aggiunta la dimensione non trascurabile dell’elemento sensibile del misuratore ed il fattoche, per esigenze di resistenza meccanica, questo non sia bagnato direttamente dal flusso, ma siaspesso inserito in una guaina metallica e da questa isolato mediante opportuni materiali. Esistequindi un’incertezza intrinseca nella determinazione dei livelli di temperatura che tende ad esseremaggiore all’aumentare della velocità del flusso (ossia quando il valore statico e quello totale diffe-riscono maggiormente tra loro).E’ quindi evidente il ruolo fondamentale che assume la localizzazione delle stazioni di misura di in-gresso e di uscita del compressore rispetto alle flange d’accoppiamento: queste possono essere rica-vate nei tratti di tubazione nelle immediate vicinanze della macchina, ovvero posizionate ad unacerta distanza da essa dove, per ragioni di spazio, è possibile incrementare la sezione dei condotti

1

21

1

2 1

1

TT

kk

TT

T

cT T

pT

p

T T

7

senza incorrere in fenomeni di separazione del flusso. In Fig.4 sono evidenziati gli scostamenti (intermini di rapporto di compressione e rendimento) risultanti da rilievi di temperatura totale e pres-sione statica effettuati sul banco prova del DIMSET-ICEG in due stazioni di misura sequenziali allamandata della macchina. La stazione “A” è posta nelle vicinanze del compressore in un tratto di tu-bazione di sezione equivalente a quella di mandata, mentre la stazione “B” è posizionata a valle diun opportuno condotto divergente in un tratto caratterizzato da una sezione di efflusso notevolmentesuperiore (rapporto 1:8).Anche se l’analisi dei differenti effetti legati alla posizione ed alle caratteristiche delle stazioni dimisura risulta alquanto complessa, in linea generale si può osservare come, facendo riferimento aduna stazione posta nelle immediate vicinanze della mandata della macchina, i fenomeni di scambiotermico con l’esterno risultino più contenuti sia per la ridotta estensione dei condotti di collegamen-to che per la più elevata velocità del flusso. Al contrario, nel caso di utilizzazione di una stazionepiù lontana a bassa velocità del flusso, i condotti interposti tra la macchina e la sezione stessa, oltread essere progettati in modo tale da minimizzare le perdite di carico, devono essere adeguatamentecoibentati.Le alte velocità di efflusso spesso presenti nelle stazioni vicine alla mandata amplificano le proble-matiche già citate sulla stima della temperatura totale; tale indeterminatezza ha un peso decisamenteminore qualora venga utilizzata una sezione di misura di area sensibilmente maggiore. A ciò si ag-giunga che, in una stazione di piccolo diametro posta nelle immediate vicinanze della macchina, ladisuniformità del flusso risulta in genere accentuata ed il ridotto spazio disponibile difficilmenteconsente rilievi multipli di temperatura.Alla luce di tali considerazioni si comprende come la conoscenza dettagliata dell’allestimento delcircuito di prova del compressore sia un requisito fondamentale per confronti quantitativi di effi-cienza ed, in forma meno accentuata, di rapporto di compressione. Tali informazioni non sono ge-neralmente fornite dal costruttore dell’unità di sovralimentazione rendendo problematici i confrontidei dati sperimentali.La temperatura del fluido evolvente nella turbina accoppiata può ulteriormente influenzare la valu-tazione dell’efficienza del compressore. La sperimentazione su banchi prova a caldo o su motore in-troduce infatti un inevitabile scambio termico attraverso l’asse di rotazione e la cassa intermediache, specialmente nel caso di basse velocità di rotazione, può comportare un incremento percen-tualmente significativo del salto di temperatura sperimentato dal fluido nell’attraversamento dellamacchina, con un conseguente abbassamento del livello del rendimento calcolato. A titolo di esem-pio, l’incremento di temperatura medio del fluido misurato per il compressore oggetto di sperimen-

1.0

1.2

1.4

1.6

1.8

0.00 0.04 0.08 0.12

Mcr

[kg/s]

bTT

ncr = 70000 giri/min

ncr = 140000 giri/min

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

0.00 0.04 0.08 0.12

Mcr

[kg/s]

hcTT

ncr = 70000 giri/min

ncr = 140000 giri/min

Fig.4 – Effetto della stazione di misura alla mandata del compressore

A

B

8

tazione è risultato pari a 50 K sulla curva isovelocità a 140000 giri/min ed a soli 16 K a 70000 gi-ri/min.

3 DEFINIZIONE DELLE CURVE CARATTERISTICHE DI TURBINA

3.1 Aspetti generali

I parametri utilizzati per la rappresentazione delle curve prestazionali di una turbina di sovralimen-tazione fanno usualmente riferimento a grandezze pseudoadimensionali che consentono di descrive-re le prestazioni della macchina indipendentemente dai valori dai parametri termodinamiciall’ingresso (sezione 3). Tale procedura è particolarmente utile al fine di poter confrontare misurecondotte su banchi a freddo ed a caldo, nonché rilievi su motore, per i quali i livelli di pressione etemperatura all’entrata della turbina sono spesso variabili. Tenendo conto del fatto che, soprattuttoper motivi impiantistici, la geometria del circuito di scarico a valle della turbina non consente di re-alizzare un efficace recupero dell’energia cinetica del flusso all’uscita dalla macchina (Capobianco,1984), è usuale fare riferimento a livelli statici dei parametri di interesse allo scarico (sezione 4).

Alla luce di tali considerazioni, le grandezze generalmente utilizzate sono:

- fattore di velocità di rotazione della turbina:3

tT

nN

T

- fattore di portata della turbina: 3

3

t Tt

T

M Tp

- rapporto di espansione della turbina (total-to-static): 3

4

TTS

S

pp

Per quanto riguarda il rendimento della macchina, a causa delle notevoli difficoltà connesse con lavalutazione diretta dell’efficienza isentropica a partire da misure dei parametri termodinamici nellesezioni di ingresso ed uscita (Capobianco, 1985), è usuale fare riferimento alla cosiddetta efficienza“termomeccanica” (’t) che include le perdite di natura meccanica del turbosovralimentatore e puòessere valutata con migliore affidabilità senza ricorrere a misure di temperatura del fluido all’uscitadella macchina. Si ha:

stt

TTcTCmTStt hM

P

'

Le turbine per la sovralimentazione di MCI automotive sono generalmente dotate di uno specificodispositivo per la regolazione ed il controllo della portata evolvente allo scopo di migliorare le con-dizioni di accoppiamento fra la turbomacchina ed il motore volumetrico e conseguire andamentidella caratteristica meccanica di coppia del propulsore più idonei ad un’applicazione veicolistica.Tale sistema di regolazione della portata può essere costituito da un dispositivo di by-pass di unaporzione dei fumi (valvola waste-gate) o da un sistema statorico della turbina a geometria variabile.Prescindendo da considerazioni connesse all’efficienza della macchina in condizioni di regolazionedella portata e dalle problematiche connesse all’applicabilità di tali sistemi nel caso dei MCI ad ac-censione comandata o per compressione, risulta di fondamentale importanza disporre di curve carat-teristiche parametrizzate rispetto alla posizione dell’organo di regolazione (Capobianco e Marelli,2007). Sfortunatamente, tale informazione viene solo in alcuni casi fornita dal costruttore del turbo-gruppo nel caso di turbine a geometria variabile (e per lo più con una discretizzazione di larga mas-sima di tale parametro) e generalmente non è disponibile nel caso di macchine dotate di valvola wa-ste-gate.La posizione assunta dall’organo di regolazione della portata può essere espressa come percentualedello spostamento complessivo dell’astina di comando tra le posizioni di completa apertura e chiu-

9

sura del dispositivo ovvero attraverso l’angolo di rotazione dell’alberino che aziona il dispositivo diregolazione; tuttavia quest’ultimo metodo, specialmente per sistemi a geometria variabile, non èsempre facilmente implementabile.

3.2 Caratteristiche di portata

La sperimentazione su un banco prova dedicato ad alta flessibilità consente di estendere notevol-mente la definizione delle caratteristiche di portata della turbina; a titolo di esempio, in Fig.5 è ri-portato il risultato della mappatura della macchina motrice del turbogruppo oggetto di sperimenta-zione condotta sul banco prova del DIMSET-ICEG, estesa a differenti livelli di apertura della val-vola waste-gate, espressa attraverso l’angolo di rotazione del relativo alberino (WG). Purnell’ambito di una sperimentazione a freddo, si osserva la notevole estensione delle curve misurate,conseguita attraverso il controllo della pressione all’ingresso del compressore accoppiato e la con-seguente modulazione della portata assorbita dalla macchina operatrice. A titolo di confronto, sullacurva isovelocità a Nt = 5500 giri/(minK) è evidenziato il range di rapporto di espansione conside-rato nelle mappe fornite dal costruttore del turbogruppo. Dall’esame della Fig.5 si osserva il notevo-le incremento della portata complessivamente evolvente nella macchina in conseguenzadell’apertura della valvola waste-gate. Tale aspetto è evidenziato nella Fig.6 in cui, ad Nt costante, èriportato l’incremento di portata (rispetto alla situazione di completa chiusura del dispositivo di by-pass) misurato per i diversi livelli di apertura della valvola waste-gate considerati, per tre valori delrapporto di espansione. Si osserva come la pendenza delle curve sia decisamente maggiore in corri-spondenza delle più piccole aperture dell’organo di regolazione, confermando la non linearità dellarisposta di tale dispositivo (Capobianco e Marelli, 2006a).Dall’esame complessivo delle curve caratteristiche di portata rappresentate in Fig.5 si osserva inol-tre la modesta dipendenza di tale parametro dal fattore di velocità di rotazione. Tale comportamentoè accentuato nelle piccole macchine motrici radiali di ultima generazione caratterizzate da diametridella girante estremamente ridotti (32.4 mm nel caso in esame) e da una conformazione del canale

0.00

0.40

0.80

1.20

1.60

2.00

1.00 1.20 1.40 1.60 1.80 2.00 2.20 2.40

eTS

FT

[kg*K0.5/(s*bar)]

2000

3000

4000

5500

aWG = 20°

aWG = 60°

aWG = 0°

aWG = 8°

7000t

rpmN

K

Range curva costruttore

Fig. 5 – Caratteristiche di portata della turbina di sovralimentazione del gruppo IHI-RHF3

10

palare a sviluppo solo parzialmente radiale (i valori medi del raggio all’ingresso ed all’uscita del ro-tore sono rispettivamente pari a 15.1 e 10.15 mm). A ciò consegue una modesta variazionedell’intensità del campo centrifugo alle diverse velocità di rotazione sperimentate, con un effetto ri-dotto sugli scostamenti relativi tra le caratteristiche isovelocità di portata. Tale effetto è accentuatoin condizioni di apertura della valvola waste-gate, dal momento che la componente di portata evol-vente attraverso la luce di by-pass non risente dell’effetto del campo centrifugo (e quindi della velo-cità di rotazione della macchina). Per aperture significative della valvola waste-gate, per le quali lacomponente di portata di by-pass risulta assolutamente prevalente, le caratteristiche di portata sonorappresentabili con ottima approssimazione mediante un'unica curva di regressione dei punti speri-mentali rilevati alle diverse velocità di rotazione (si veda il caso WG=60° in Fig.5). Nonostante lanotevole estensione delle curve caratteristiche ottenibile mediante una sperimentazione condotta suun banco prova ad alta flessibilità, spesso risulta necessario incrementare ulteriormente il range didefinizione di tali curve per una loro applicazione nell’ambito dei modelli di simulazione del moto-re. Se la misura delle caratteristiche è stata estesa a livelli sufficientemente elevati del rapporto diespansione della macchina, l’ulteriore estrapolazione delle curve in tale campo non risulta partico-larmente difficoltosa dal momento che le variazioni della portata evolvente sono limitatedall’instaurarsi di condizioni di efflusso sonico (choking) all’interno della turbina. Al contrario, ri-sulta difficoltoso definire con buona accuratezza l’andamento delle caratteristiche isovelocità incorrispondenza dei più bassi valori del rapporto di espansione, sia per la conformazione stessa dellecurve (che presentano una notevole variazione di pendenza in tale campo) sia per la maggiore sen-sibilità rispetto all’azione del campo centrifugo, che porta alla divergenza delle diverse caratteristi-che isovelocità.Nel caso di completa chiusura della valvola waste-gate, la condizione di annullamento della portataevolvente, a ciascuna velocità di rotazione, può essere calcolata, in prima approssimazione, assu-mendo che il corrispondente livello del rapporto di espansione uguagli l’intensità del campo centri-fugo. Risolvendo l’equazione dell’energia in questo caso particolare (equazione del vortice),nell’ipotesi di trasformazione isentropica, si perviene all’espressione del rapporto di espansione peril quale la portata risulta nulla:

k

k

inouttM rrNRk

k

1

2222

0 3021

1

0

30

60

90

120

150

0 15 30 45 60

aWG [gradi]

0

[%]( )

WG

t

t

Nt=5500 giri/(minK)

eTS = 1.8

eTS = 1.52

eTS = 1.35

Fig.6 – Incremento di portata in funzione dell‘apertura della valvola waste-gate

11

Nella Fig. 5 sono riportati i livelli di TS così calcolati, per la turbina in esame, alle diverse velocitàdi rotazione considerate. E’ comunque evidente la difficoltà di definire con accuratezzal’andamento della porzione di ciascuna curva caratteristica compresa tra la condizione di portatanulla ed il punto della curva sperimentale corrispondente al più basso livello di rapporto di espan-sione (porzioni tratteggiate in Fig.5). Al fine di ridurre gli errori di estrapolazione risulta quindi op-portuno poter disporre di ulteriori informazioni sperimentali per valori contenuti di TS. A tal fine, ladepressurizzazione dell’aspirazione del compressore accoppiato offre modesti margini di estensionedelle curve a causa dell’insorgere di condizioni di instabilità funzionale della macchina operatrice.Nel caso in cui la sperimentazione sia condotta senza utilizzare un freno dinamometrico che consen-ta di misurare ridotti livelli della coppia motrice anche ad elevata velocità di rotazione, la definizio-ne della porzione a più bassa portata delle caratteristiche isovelocità della turbina può essere conse-guita, senza modificazioni del sistema rotante del turbogruppo, utilizzando specifici dispositivi im-pulsivi agenti sulla girante del compressore (Capobianco e Gambarotta, 1990) od adottando confi-gurazioni modificate della chiocciola del compressore che consentano un funzionamento dello stes-so come macchina motrice (Müller et al., 2006).

3.3 Valutazione del rendimento

Come già osservato al par.3.1, il rendimento della turbina viene in genere valutato facendo riferi-mento alla cosiddetta efficienza “termomeccanica” (’t), che include le perdite di natura meccanicadel turbosovralimentatore. Esplicitandone l’espressione è possibile evidenziare come questa quanti-tà dipenda sia dall’incremento di temperatura totale del flusso evolvente nel compressore che dallavalutazione della temperatura totale all’ingresso e del rapporto di espansione della turbina:

k

k

TS

Tmtpt

TTmcpct

TcM

TTcM

13

12

11

'

Per quanto riguarda la valutazione della potenza assorbita dal compressore, si rimanda a quanto e-sposto in precedenza, soprattutto con riferimento alla problematica della valutazione della tempera-tura totale alla mandata della macchina (§ par. 2.3).Occorre inoltre tener presente che, nel caso di una sperimentazione a freddo sulla macchina motrice,le caratteristiche a ridotti livelli del fattore di velocità di rotazione della turbina vengono definiteoperando a valori del regime di rotazione del turbogruppo particolarmente modesti per i quali sonostate già evidenziate le incertezze relative alla valutazione dell’incremento di temperatura subito dalfluido nell’attraversamento del compressore. A titolo di esempio, la Tab.3.1 riporta, per alcuni livel-li del coefficiente di velocità della turbina e della temperatura all’ingresso della macchina, i corri-spondenti valori del regime di rotazione corretto del compressore e dell’incremento medio misurato(sulla curva caratteristica) della temperatura del fluido. E’ evidente come, per valori di Nt inferiori a3000 giri/(minK), nel caso di sperimentazione a freddo, la stima dell’efficienza termomeccanicaavvenga sulla base della valutazione di incrementi di temperatura del fluido evolvente nel compres-sore particolarmente modesti (dell’ordine dei 10 K circa) e risulti quindi potenzialmente affetta dal-le già citate incertezze di misura. Come si osserva dalla Tab.3.1, a bassi livelli di Nt, il salto di tem-peratura attraverso il compressore assume valori abbastanza significativi solo per temperatureall’ingresso della turbina tipiche del funzionamento su motore, per le quali si sono peraltro già ri-cordate le problematiche connesse ai fenomeni di scambio termico.L’efficienza della turbina risulta inoltre sensibilmente influenzata dal grado di apertura dell’organodi regolazione della portata in essa evolvente; sfortunatamente, l’informazione sperimentale fornitadal costruttore dell’unità di sovralimentazione è per lo più insufficiente e spesso non chiaramentedefinita (§ par.3.2). La Fig.7 mostra l’andamento qualitativo, a fattore di velocità di rotazione co-

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stante, del rendimento termomeccanico in funzione del grado di apertura dell’organo di regolazioneper due turbine di sovralimentazione di taglia simile, equipaggiate rispettivamente con un dispositi-vo di by-pass dei fumi (valvola waste-gate, WG) ed un sistema statorico a calettamento variabile(VNT). Per entrambe le macchine il grado di apertura dell’organo di regolazione è stato definito conriferimento allo spostamento lineare della relativa astina di comando (A).Si osservi come l’efficienza della macchina, calcolata con riferimento all’energia complessiva di-sponibile al suo ingresso, risulti univocamente decrescente all’aumentare del grado di apertura nelcaso di un sistema di regolazione a by-pass, con una pendenza della curva strettamente correlata allalegge di variazione della portata evolvente (Fig.6). Una turbina di tipo VNT presenta al contrariouna curva caratterizzata dal tipico andamento a massimo corrispondente alla condizione di aperturaper la quale si riducono le perdite d’incidenza del flusso all’ingresso del rotore.

Tab.3.1 – Parametri operativi del compressore al variare della temperaturadel fluido evolvente in turbina

TT3 [K]373 500 800 373 500 800

Nt [giri/(minK)] ncr [giri/min] (TT2 – TT1)medio [K]

2000 38600 44700 56500 6 9 14

3000 58000 67000 84800 15 17 24

5500 106000 123000 155500 38 50 707000 135200 156500 200000 60 70 105

4 CONCLUSIONI

Nella memoria sono state trattate alcune delle problematiche di maggior rilevanza relative alla defi-nizione sperimentale delle curve caratteristiche del compressore e della turbina di piccole unità disovralimentazione per applicazione automotive. Sono stati preliminarmente richiamati i principali

0.00

0.20

0.40

0.60

0.80

1.00

0.00 0.20 0.40 0.60 0.80 1.00

WGVNT

'

'( )t

t ottimo

max( )A

A

Fig.7 – Influenza dell’apertura dell’organo di regolazione sul rendimento di turbine dotatedi valvola waste-gate (WG) e di distributore a calettamento variabile (VNT)

Nt = 5500 giri/(minK)

TS = 1.6

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requisiti richiesti ad un’apparato di prova che permetta la completa caratterizzazione del funziona-mento del sistema di sovralimentazione, anche nelle tipiche condizioni operative sperimentatenell’accoppiamento con il motore.L’analisi si è poi soffermata su alcuni aspetti specifici relativi alla sperimentazione sul compressoree sulla turbina. Con riferimento alla macchina operatrice, si è approfondita la problematica della de-finizione del limite di instabilità funzionale del compressore facendo riferimento sia alla valutazionedella temperatura del fluido all’ingresso del rotore che alla misura del segnale di pressione tempo-variante alla mandata della macchina. E’ stato inoltre analizzato l’aspetto della valutazione del ren-dimento isentropico del compressore attraverso misure dirette effettuate all’ingresso ed all’uscitadella macchina, evidenziando le problematiche relative alla localizzazione ed alla geometria dellesezioni di misura e le incertezze connesse alla valutazione dei parametri di interesse (pressione etemperatura) e dei relativi livelli statici e totali.Per quanto riguarda la sperimentazione sulla turbina di sovralimentazione, si è in primo luogo sotto-lineata l’importanza della definizione delle curve caratteristiche in un range esteso, anche con rife-rimento al grado di apertura del sistema di regolazione della portata evolvente. A tale riguardo, sisono analizzate le problematiche connesse all’estensione delle curve di portata e le tecniche speri-mentali utilizzabili a tal fine, anche in abbinamento alla valutazione teorica di specifiche condizionioperative. Si è inoltre evidenziata la legge di variazione della portata complessivamente evolventein una turbina dotata di sistema di regolazione a valvola waste-gate. Sono state quindi approfonditele problematiche connesse alla valutazione dell’efficienza della turbina, sia con riferimento allaprocedura indiretta generalmente utilizzata sia in relazione alle incertezze di misura che si verifica-no in alcune situazioni operative nel caso di sperimentazione con fluido evolvente a bassa tempera-tura. Si sono infine confrontate le variazioni di rendimento indotte da sistemi di regolazione a by-pass (valvola waste-gate) e con distributore a calettamento variabile.I risultati presentati e le considerazioni sviluppate evidenziano la notevole complessità della pro-blematica della definizione delle curve caratteristiche di piccole unità di sovralimentazione per ap-plicazione automotive e le difficoltà di confronto fra i dati sperimentali rilevati su apparati di provadifferenti qualora non vengano fornite informazioni dettagliate sulle procedure e la strumentazionedi misura utilizzate.

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