Sulla misura delle curve prestazionali dei sistemi di ... - Presentazione

SOMMARIO
Sulla misura delle curve prestazionali dei sistemi
di 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
La progressiva riduzione della cilindrata a parità di potenza installata (downsizing) sta favorendo un’applicazione generalizzata
della tecnica della sovralimentazione nei MCI automobilistici. La disponibilità delle curve caratteristiche del
compressore e della turbina di sovralimentazione, definite in un esteso range operativo, rappresenta un indispensabile
requisito per l’ottimizzazione del matching motore-sovralimentatore, soprattutto nell’ambito dei modelli di simulazione
del funzionamento in transitorio del sistema.
Il costruttore dell’unità di sovralimentazione fornisce usualmente le mappe caratteristiche delle turbomacchine in un
campo operativo limitato, spesso senza considerare le condizioni di regolazione del dispositivo di controllo della portata
installato (valvola waste-gate o sistema a geometria variabile). Risulta quindi importante poter misurare sperimentalmente
le curve prestazionali del turbosovralimentatore su appositi banchi prova che consentano di prescindere dalle limitazioni
operative imposte dall’accoppiamento con il motore. Un apparato di questo tipo, adatto al rilievo delle prestazioni
dei sistemi di sovralimentazione automotive sia in condizioni di efflusso stazionario che in condizioni di flusso
non 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 prova
dei principali parametri prestazionali (portata, rapporto di pressioni, rendimento) del compressore e della turbina di una
piccola unità di sovralimentazione, anche in relazione alla posizione dell’organo di regolazione della portata evolvente
nella macchina motrice.
1 CONSIDERAZIONI PRELIMINARI
Il raggiungimento dei limiti imposti dalle normative sulle emissioni inquinanti allo scarico dei MCI
impone ai costruttori automobilistici l’impiego di tecnologie avanzate, spesso differenti nel caso dei
motori Diesel (Capobianco, 1998; Stumpp e Ricco, 1996; O’Connor e Smith, 1988) ovvero ad accensione
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 di
scarico, ormai consolidata nel caso dei motori Diesel e che nel breve-medio periodo assumerà un
ruolo chiave anche per i motori ad accensione comandata.
Risulta quindi evidente come non si possa prescindere dalla conoscenza delle curve caratteristiche
del compressore e della turbina del gruppo di sovralimentazione in un campo operativo particolarmente
esteso; tale informazione rappresenta un requisito fondamentale per l’ottimizzazione
dell’accoppiamento tra motore e sovralimentatore, soprattutto nell’ambito di modelli di simulazione.
A questo scopo, la sperimentazione su banchi prova dedicati fornisce indicazioni di fondamentale
importanza per approfondire la conoscenza del comportamento delle turbomacchine costituenti
l’unità di sovralimentazione. Sebbene diverse siano le opzioni impiantistiche adottabili, la centrale
di compressione dell’aria di alimentazione, il dispositivo di riscaldamento del fluido evolvente in
turbina ed il sistema di assorbimento della potenza prodotta dalla macchina motrice rappresentano
requisiti imprescindibili.
La centrale di compressione deve fornire la portata di fluido necessaria ad alimentare turbogruppi di
1

taglia differente, ad un livello di pressione controllato. Sono inoltre impiegate stazioni di filtraggio
dell’aria allo scopo di eliminare impurità che potrebbero danneggiare la strumentazione di misura
utilizzata.
Occorre quindi selezionare la temperatura del fluido di alimentazione della macchina motrice, tenendo
conto delle relative difficoltà impiantistiche; a tale riguardo esiste la possibilità di operare su
banchi prova a caldo ed a freddo. L’impiego di grandezze pseudoadimensionali consente comunque
di comparare le curve prestazionali misurate su banchi prova caratterizzati da differenti temperature
di esercizio del fluido. Lavorare con una temperatura elevata all’ingresso della turbina permette di
riprodurre più fedelmente le condizioni operative sperimentate su motore. In questi casi viene generalmente
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 formazione
di particelle incombuste dannose nei confronti dell’eventuale strumentazione presente nel circuito
del banco prova a valle del combustore (si pensi ad esempio all’anemometria a filo/film caldo).
Uno studio condotto a tale riguardo (Young e Penz, 1990) ha mostrato come la scelta del combustibile
influenzi notevolmente i costi di gestione ed investimento iniziale dell’impianto. Dallo
studio è emerso che la scelta di riscaldatori a gas naturale è da ritenersi la più idonea sia per il controllo
efficace del regime termico sia per i bassi costi di esercizio. Anche nei banchi prova a freddo
si utilizzano dispositivi per il riscaldamento dell’aria, in genere di tipo elettrico, che, sebbene permettano
di raggiungere temperature contenute, risultano necessari al fine di evitare la formazione di
ghiaccio 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 condizioni
di flusso non stazionario di alimentazione della turbina, sia per motivazioni di costo dei sensori
utilizzati (che devono essere caratterizzati da un’alta risposta in frequenza) sia per la semplificazione
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 circuito
di misura, i sensori impiegati devono essere installati a diretto contatto con il fluido evolvente nei
condotti senza l’interposizione di linee di collegamento di lunghezza significativa (Capobianco et
al., 1991).
La sperimentazione in condizioni di flusso non stazionario richiede inoltre la presenza, lungo la linea
di alimentazione della turbina, di un generatore di pulsazioni necessario a riprodurre gli impulsi
generati dall’apertura periodica delle valvole dei MCI. Pochi sono i banchi prova dotati di dispositivi
per la generazione di flussi pulsanti di ampiezza e frequenza variabile, data la notevole complicazione
a livello impiantistico. In tal senso si utilizzano valvole ad otturatore rotante (Winterbone et
al., 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 motrice.
Generalmente si utilizza il compressore dell’unità di sovralimentazione quale freno dinamometrico,
modulando la potenza assorbita dalla macchina operatrice attraverso tecniche sperimentali che
saranno menzionate nel seguito. Tale soluzione è però limitata dalle condizioni di funzionamento
instabile del compressore (surge line) ovvero dalla condizione di choking che si instaura alle alte
portate. In alternativa si può utilizzare un freno dinamometrico dedicato, che permette una misura
diretta della potenza fornita dalla macchina motrice, ma che presenta alcune limitazioni legate alla
massima velocità di rotazione consentita (in genere non superiore a 80000 giri/min) ed alla difficoltà
di accoppiamento con turbogruppi di sovralimentazione di taglia differente.
Presso il Laboratorio MCI dell’Università di Genova è da tempo operante un’apparecchiatura di
prova che permette di effettuare indagini su componenti di aspirazione e scarico di MCI in regime
di 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 separate
di alimentazione delle macchine costituenti l’unità di sovralimentazione. In condizioni di flusso
stazionario di alimentazione, le curve caratteristiche di turbina e compressore sono rilevate in un
campo operativo particolarmente esteso, grazie all’adozione specifiche tecniche sperimentali. Pecu-
2

liarità del banco prova è la disponibilità di due sistemi generatori di pulsazioni di caratteristiche differenti:
si impiegano valvole ad otturatore rotante azionate da un motore elettrico per studi parametrici
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 (Capobianco
e Marelli, 2006b). Una testa motore trascinata, dotata di un sistema avanzato di controllo valvole di
tipo VVA (sistema UNIAIR sviluppato dal Centro Ricerche Fiat), permette invece di riprodurre più
fedelmente le condizioni operative sperimentate su motore e consente di mettere in luce le mutue
interazioni tra le leggi di apertura delle valvole, la conformazione del collettore di scarico e la turbina
di sovralimentazione, prendendo anche in considerazione l’eventuale sistema di regolazione della
portata transitante attraverso la macchina motrice.
Le grandezze misurate in diverse sezioni del circuito di prova sono acquisite tramite un sistema automatico,
gestito da codici di calcolo sviluppati in ambiente LabVIEW ® .
Nella memoria vengono approfondite alcune problematiche sperimentali relative alla valutazione al
banco prova dei principali parametri prestazionali del compressore e della turbina di una piccola unità
di sovralimentazione (IHI – RHF3) per applicazione su MCI downsized a benzina, dotata di
valvola 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 in
termini di portata in massa, rapporto di compressione e rendimento isentropico, facendo riferimento
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 rotazione
dell’albero.
Per quanto riguarda i livelli di portata e velocità di rotazione, è usuale fare riferimento a fattori
pseudoadimensionali o, più spesso, a valori di tali parametri ridotti a condizioni ambientali di riferimento.
Nel presente lavoro saranno considerate le seguenti grandezze:
- velocità di rotazione ridotta
- portata ridotta
M
cr
n
cr
M p T
p T
c 0 T1
T1
0
p
- rapporto di compressione TT
p
avendo posto:
p0 = 0.981 bar
T0 = 293.15 K
n T
T
T 2
T1
0
T1
Un aspetto di particolare rilevanza ai fini dell’utilizzazione delle mappe del compressore
nell’ambito delle procedure di matching è rappresentato dall’estensione delle curve misurate; a tal
fine, le caratteristiche del circuito di prova devono consentirne l’esplorazione fino a valori molto
contenuti del rapporto di compressione della macchina, garantendo un’ampia modulabilità delle
perdite di carico alla mandata.
Un ulteriore elemento di notevole importanza è rappresentato dal range di velocità di rotazione del
compressore esplorabile; infatti, nel caso di sperimentazione su un banco prova a freddo, i valori
massimi di tale parametro sono spesso limitati dall’instaurarsi di condizioni di choking nella turbina
connessa, che non consentono di incrementare la velocità di rotazione del sistema fino a valori prossimi
al livello massimo dichiarato dal costruttore. Nello stesso tempo, la possibilità di definire con
3

uona accuratezza curve caratteristiche a bassa velocità di rotazione della macchina (grazie ad un
preciso controllo delle condizioni di alimentazione della turbina che trascina il compressore ed alla
disponibilità di un adeguato sistema di misura dei parametri termodinamici all’ingresso ed all’uscita
del compressore) risulta di notevole interesse soprattutto per la simulazione di condizioni operative
del motore in transitorio.
Al di là delle problematiche citate, gli aspetti di maggior criticità ai fini del rilevamento delle caratteristiche
prestazionali di un compressore di sovralimentazione sono sicuramente rappresentati dalla
definizione del limite di instabilità funzionale della macchina (mediante una metodologia per quanto
possibile oggettiva e ripetibile, § par.2.2) e dalla valutazione del rendimento isentropico, con riferimento
sia alle caratteristiche delle sezioni di misura utilizzate che alla strumentazione di misura
impiegata (§ par.2.3).
2.2 Definizione del limite di instabilità (surge)
Il campo di funzionamento di un compressore dinamico è delimitato alle basse portate
dall’instaurarsi di fenomeni di instabilità quali lo stallo ed il pompaggio. Tenendo conto del fatto
che i valori più elevati del rapporto di compressione e dell’efficienza della macchina operatrice si
conseguono, per ogni velocità di rotazione, in prossimità del limite di instabilità, la conoscenza
dell’esatta posizione della surge-line permette di ottimizzare il matching tra il motore ed il turbosovralimentatore.
Un ulteriore aspetto di interesse, soprattutto nel caso di propulsori automobilistici
poco frazionati (bi e tri-cilindrici), riguarda l’effetto del flusso non stazionario generato
dall’apertura periodica delle valvole di aspirazione sui fenomeni di instabilità del compressore, anche
in relazione all’impiego di sistemi avanzati di controllo delle valvole.
Anche se il funzionamento in pompaggio del compressore è generalmente ben percepibile, è evidente
l’interesse per la definizione di procedure il più possibile oggettive e ripetibili che consentano
di evidenziare il funzionamento instabile della macchina e risultino facilmente integrabili nel sistema
di controllo del motore.
A tal fine, l’instabilità del compressore può essere in prima istanza rilevata attraverso la misura della
temperatura del fluido in corrispondenza della bocca di aspirazione della macchina, identificando
l’instaurarsi del pompaggio con un incremento significativo di tale temperatura, causato dal periodico
riflusso dell’aria dalla sezione di mandata.
E’ inoltre ben noto che i fenomeni oscillatori che nascono all’instaurarsi del pompaggio sono caratterizzati
da frequenze strettamente correlate alle caratteristiche del circuito alla mandata della macchina
operatrice. Tenendo conto che, nei piccoli motori per autotrazione, i volumi interposti tra la
mandata del compressore ed il motore sono contenuti per non penalizzare la risposta in transitorio
del sistema, le oscillazioni di pressione associate al funzionamento in pompaggio sono in genere
dell’ordine di qualche decina di Hz; l’impiego di trasduttori di pressione caratterizzati da una rispo-
ΔT T1 [K]
4.5
4.0
3.5
3.0
2.5
2.0
1.5
1.0
Cond. B
Pompaggio
Funzionamento
stabile
0.5
ncr = 70000 giri/min
Cond. A
0.0
0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05
M cr [kg/s]
Fig.1 – Incremento di temperatura all’aspirazione del compressore
4

p 2 [bar]
1.12
1.10
1.08
1.06
1.04
1.02
n cr = 70000 giri/min
1.00
0.00 0.01 0.02 0.03 0.04 0.05 0.06
sta in frequenza di qualche centinaio di Hz consente quindi di evidenziare con sicurezza l’instabilità
del compressore anche attraverso il rilievo della variazione istantanea della pressione alla mandata
del compressore.
In Fig.1 è rappresentato il tipico andamento misurato dell’incremento di temperatura all’ingresso
del compressore ΔTT1 (valutato come differenza tra la temperatura misurata all’ingresso del rotore e
la temperatura rilevata in corrispondenza di una sezione di misura posta a circa 350 mm dalla bocca
di aspirazione del compressore), in funzione della portata ridotta Mcr, per un livello medio-basso
della velocità di rotazione del compressore (ncr = 70000 giri/min). Sulla curva rappresentata in Fig.1
sono evidenziati i due punti estremi, corrispondenti rispettivamente ad una condizione di funzionamento
stabile del compressore (Cond. A) e ad una situazione di incipiente pompaggio (Cond. B). I
rilievi 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 ed
una scheda di acquisizione veloce (NI PCI-6110), i segnali tempovarianti di pressione alla mandata
del compressore (p2) che sono riportati, per le tre condizioni operative citate, in Fig.2. I risultati
dell’analisi di Fourier degli stessi diagrammi di pressione (ai quali si è applicato un filtro passabasso
con frequenza di taglio pari a 2 kHz) sono rappresentati in Fig.3. Si osserva che il pompaggio
del compressore dà luogo ad oscillazioni della colonna fluida caratterizzate da una frequenza fondamentale
pari a circa 17 Hz; in questa condizione di funzionamento si è riscontrato un aumento
della temperatura all’ingresso della macchina superiore a 15 K.
t [ms]
Cond. A
Cond. B
Cond. C
Fig.2 – Segnali tempovarianti di pressione alla mandata del compressore
Dp 2 [mbar]
20
16
12
8
4
0
0
Dp 2 [mbar]
20
16
12
8
4
0
0.0
16.7
33.3
50.0
66.7
83.3
100.0
116.7
f [Hz]
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
f [Hz]
133.3
150.0
166.7
183.3
200.0
n cr = 70000 giri/min
Cond. A
Cond. B
Cond. C
1100
1200
1300
1400
1500
1600
1700
1800
1900
2000
Fig.3 – Analisi di Fourier dei segnali di pressione alla mandata del compressore
5

Mentre nella condizione A non si è osservato alcuno scostamento tra le temperature misurate nelle
due stazioni di misura poste all’ingresso della macchina (Fig.1), nella condizione B, probabilmente
caratterizzata 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 da
armoniche ad alta frequenza (presenti anche nelle altre condizioni e pari a circa 1 kHz) di ampiezza
maggiore rispetto alla condizione A.
2.3 Valutazione del rendimento
Il rendimento isentropico del compressore viene usualmente determinato mediante una procedura di
tipo diretto attraverso rilievi di pressione e temperatura in opportune stazioni di misura a monte ed a
valle della macchina. Nell’ipotesi di gas perfetto e trascurando le variazioni del calore specifico del
fluido con la temperatura, l’efficienza total-to-total del compressore (ηcTT) può essere calcolata mediante
la relazione:
cTT
T
k1
p k
T 2
T1
1
p
T1
T T
T 2 T1
Molteplici aspetti quali la scelta dei trasduttori utilizzati, la disposizione e la geometria delle sezioni
di misura e le caratteristiche delle porzioni di circuito interposte fra la macchina e tali sezioni possono
tuttavia influenzare notevolmente i valori di efficienza calcolati, rendendo problematico il confronto
fra i dati rilevati con sistemi sperimentali differenti.
Nel caso in cui, per poter garantire un’adeguata affidabilità dei rilievi effettuati, le stazioni di misura
siano collocate ad una distanza non trascurabile dalle flange d’accoppiamento, ogni variazione
dello stato termodinamico del fluido all’interno dei condotti di collegamento (dovuta fenomeni di
scambio termico, perdite di carico, ecc.) viene di fatto conglobata nei processi che hanno luogo
all’interno della macchina.
Un aspetto sicuramente non secondario è rappresentato dalla metodologia utilizzata per la valutazione
della temperatura e della pressione del fluido nelle sezioni di misura. Normalmente viene rilevata
la sola pressione statica di parete attraverso più prese di misura (realizzate con un foro di piccolo
diametro); il livello totale della pressione viene poi calcolato facendo riferimento alla portata
media evolvente, assumendo una distribuzione uniforme della velocità del flusso nella sezione di
misura.
Il rilievo della temperatura è usualmente condotto, per le applicazioni automotive, mediante termocoppie
o termoresistenze. Normalmente si assume che il segnale proveniente dal sensore, immerso
perpendicolarmente al flusso, corrisponda ad un valore totale della temperatura. Va tuttavia considerato
che la posizione della sonda, trasversale rispetto al flusso, crea disuniformità tra il punto di
ristagno e la parte diametralmente opposta del sensore; il valore misurato non è quindi da ritenersi
esattamente quello totale quanto piuttosto un valore intermedio tra il livello statico e quello totale. A
questo va aggiunta la dimensione non trascurabile dell’elemento sensibile del misuratore ed il fatto
che, per esigenze di resistenza meccanica, questo non sia bagnato direttamente dal flusso, ma sia
spesso inserito in una guaina metallica e da questa isolato mediante opportuni materiali. Esiste
quindi un’incertezza intrinseca nella determinazione dei livelli di temperatura che tende ad essere
maggiore all’aumentare della velocità del flusso (ossia quando il valore statico e quello totale differiscono
maggiormente tra loro).
E’ quindi evidente il ruolo fondamentale che assume la localizzazione delle stazioni di misura di ingresso
e di uscita del compressore rispetto alle flange d’accoppiamento: queste possono essere ricavate
nei tratti di tubazione nelle immediate vicinanze della macchina, ovvero posizionate ad una
certa distanza da essa dove, per ragioni di spazio, è possibile incrementare la sezione dei condotti
6

senza incorrere in fenomeni di separazione del flusso. In Fig.4 sono evidenziati gli scostamenti (in
termini di rapporto di compressione e rendimento) risultanti da rilievi di temperatura totale e pressione
statica effettuati sul banco prova del DIMSET-ICEG in due stazioni di misura sequenziali alla
mandata della macchina. La stazione “A” è posta nelle vicinanze del compressore in un tratto di tubazione
di sezione equivalente a quella di mandata, mentre la stazione “B” è posizionata a valle di
un opportuno condotto divergente in un tratto caratterizzato da una sezione di efflusso notevolmente
superiore (rapporto 1:8).
Anche se l’analisi dei differenti effetti legati alla posizione ed alle caratteristiche delle stazioni di
misura risulta alquanto complessa, in linea generale si può osservare come, facendo riferimento ad
una stazione posta nelle immediate vicinanze della mandata della macchina, i fenomeni di scambio
termico con l’esterno risultino più contenuti sia per la ridotta estensione dei condotti di collegamento
che per la più elevata velocità del flusso. Al contrario, nel caso di utilizzazione di una stazione
più lontana a bassa velocità del flusso, i condotti interposti tra la macchina e la sezione stessa, oltre
ad essere progettati in modo tale da minimizzare le perdite di carico, devono essere adeguatamente
coibentati.
Le alte velocità di efflusso spesso presenti nelle stazioni vicine alla mandata amplificano le problematiche
già citate sulla stima della temperatura totale; tale indeterminatezza ha un peso decisamente
minore qualora venga utilizzata una sezione di misura di area sensibilmente maggiore. A ciò si aggiunga
che, in una stazione di piccolo diametro posta nelle immediate vicinanze della macchina, la
disuniformità del flusso risulta in genere accentuata ed il ridotto spazio disponibile difficilmente
consente rilievi multipli di temperatura.
Alla luce di tali considerazioni si comprende come la conoscenza dettagliata dell’allestimento del
circuito di prova del compressore sia un requisito fondamentale per confronti quantitativi di efficienza
ed, in forma meno accentuata, di rapporto di compressione. Tali informazioni non sono generalmente
fornite dal costruttore dell’unità di sovralimentazione rendendo problematici i confronti
dei dati sperimentali.
La temperatura del fluido evolvente nella turbina accoppiata può ulteriormente influenzare la valutazione
dell’efficienza del compressore. La sperimentazione su banchi prova a caldo o su motore introduce
infatti un inevitabile scambio termico attraverso l’asse di rotazione e la cassa intermedia
che, specialmente nel caso di basse velocità di rotazione, può comportare un incremento percentualmente
significativo del salto di temperatura sperimentato dal fluido nell’attraversamento della
macchina, con un conseguente abbassamento del livello del rendimento calcolato. A titolo di esempio,
l’incremento di temperatura medio del fluido misurato per il compressore oggetto di sperimen-
1.8
1.6
1.4
1.2
b TT
ncr = 140000 giri/min
A
B
ncr = 70000 giri/min Mcr [kg/s]
ncr = 140000 giri/min
Mcr [kg/s]
1.0
0.0
0.00 0.04 0.08 0.12 0.00 0.04 0.08 0.12
0.8
0.6
0.4
0.2
h cTT
n cr = 70000 giri/min
Fig.4 – Effetto della stazione di misura alla mandata del compressore
7

tazione è risultato pari a 50 K sulla curva isovelocità a 140000 giri/min ed a soli 16 K a 70000 giri/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 sovralimentazione
fanno usualmente riferimento a grandezze pseudoadimensionali che consentono di descrivere
le prestazioni della macchina indipendentemente dai valori dai parametri termodinamici
all’ingresso (sezione 3). Tale procedura è particolarmente utile al fine di poter confrontare misure
condotte su banchi a freddo ed a caldo, nonché rilievi su motore, per i quali i livelli di pressione e
temperatura all’entrata della turbina sono spesso variabili. Tenendo conto del fatto che, soprattutto
per motivi impiantistici, la geometria del circuito di scarico a valle della turbina non consente di realizzare
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:
M t TT
3
- fattore di portata della turbina: t
pT
3
p
- rapporto di espansione della turbina (total-to-static): TS
p
N
t
Per quanto riguarda il rendimento della macchina, a causa delle notevoli difficoltà connesse con la
valutazione diretta dell’efficienza isentropica a partire da misure dei parametri termodinamici nelle
sezioni 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 può
essere valutata con migliore affidabilità senza ricorrere a misure di temperatura del fluido all’uscita
della macchina. Si ha:
'
t
t TS
mTC
n
T
T 3
Pc
TT
M h
Le turbine per la sovralimentazione di MCI automotive sono generalmente dotate di uno specifico
dispositivo per la regolazione ed il controllo della portata evolvente allo scopo di migliorare le condizioni
di accoppiamento fra la turbomacchina ed il motore volumetrico e conseguire andamenti
della 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 una
porzione 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 regolazione
della portata e dalle problematiche connesse all’applicabilità di tali sistemi nel caso dei MCI ad accensione
comandata o per compressione, risulta di fondamentale importanza disporre di curve caratteristiche
parametrizzate rispetto alla posizione dell’organo di regolazione (Capobianco e Marelli,
2007). Sfortunatamente, tale informazione viene solo in alcuni casi fornita dal costruttore del turbogruppo
nel caso di turbine a geometria variabile (e per lo più con una discretizzazione di larga massima
di tale parametro) e generalmente non è disponibile nel caso di macchine dotate di valvola waste-gate.
La posizione assunta dall’organo di regolazione della portata può essere espressa come percentuale
dello spostamento complessivo dell’astina di comando tra le posizioni di completa apertura e chiu-
t
T 3
st
S 4
8

sura del dispositivo ovvero attraverso l’angolo di rotazione dell’alberino che aziona il dispositivo di
regolazione; tuttavia quest’ultimo metodo, specialmente per sistemi a geometria variabile, non è
sempre facilmente implementabile.
3.2 Caratteristiche di portata
La sperimentazione su un banco prova dedicato ad alta flessibilità consente di estendere notevolmente
la definizione delle caratteristiche di portata della turbina; a titolo di esempio, in Fig.5 è riportato
il risultato della mappatura della macchina motrice del turbogruppo oggetto di sperimentazione
condotta sul banco prova del DIMSET-ICEG, estesa a differenti livelli di apertura della valvola
waste-gate, espressa attraverso l’angolo di rotazione del relativo alberino (WG). Pur
nell’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 conseguente
modulazione della portata assorbita dalla macchina operatrice. A titolo di confronto, sulla
curva isovelocità a Nt = 5500 giri/(minK) è evidenziato il range di rapporto di espansione considerato
nelle mappe fornite dal costruttore del turbogruppo. Dall’esame della Fig.5 si osserva il notevole
incremento della portata complessivamente evolvente nella macchina in conseguenza
dell’apertura della valvola waste-gate. Tale aspetto è evidenziato nella Fig.6 in cui, ad Nt costante, è
riportato l’incremento di portata (rispetto alla situazione di completa chiusura del dispositivo di bypass)
misurato per i diversi livelli di apertura della valvola waste-gate considerati, per tre valori del
rapporto di espansione. Si osserva come la pendenza delle curve sia decisamente maggiore in corrispondenza
delle più piccole aperture dell’organo di regolazione, confermando la non linearità della
risposta di tale dispositivo (Capobianco e Marelli, 2006a).
Dall’esame complessivo delle curve caratteristiche di portata rappresentate in Fig.5 si osserva inoltre
la modesta dipendenza di tale parametro dal fattore di velocità di rotazione. Tale comportamento
è accentuato nelle piccole macchine motrici radiali di ultima generazione caratterizzate da diametri
della girante estremamente ridotti (32.4 mm nel caso in esame) e da una conformazione del canale
2.00
1.60
1.20
0.80
0.40
F T
[kg*K 0.5 /(s*bar)]
2000
3000
4000
0.00
1.00 1.20 1.40 1.60 1.80 2.00 2.20 2.40
5500
Range curva costruttore
rpm
Nt
7000
K
a WG = 60°
a WG = 20°
a WG = 8°
a WG = 0°
Fig. 5 – Caratteristiche di portata della turbina di sovralimentazione del gruppo IHI-RHF3
e TS
9

150
120
90
60
30
0
0 15 30 45 60
palare a sviluppo solo parzialmente radiale (i valori medi del raggio all’ingresso ed all’uscita del rotore
sono rispettivamente pari a 15.1 e 10.15 mm). A ciò consegue una modesta variazione
dell’intensità del campo centrifugo alle diverse velocità di rotazione sperimentate, con un effetto ridotto
sugli scostamenti relativi tra le caratteristiche isovelocità di portata. Tale effetto è accentuato
in condizioni di apertura della valvola waste-gate, dal momento che la componente di portata evolvente
attraverso la luce di by-pass non risente dell’effetto del campo centrifugo (e quindi della velocità
di rotazione della macchina). Per aperture significative della valvola waste-gate, per le quali la
componente di portata di by-pass risulta assolutamente prevalente, le caratteristiche di portata sono
rappresentabili con ottima approssimazione mediante un'unica curva di regressione dei punti sperimentali
rilevati alle diverse velocità di rotazione (si veda il caso WG=60° in Fig.5). Nonostante la
notevole estensione delle curve caratteristiche ottenibile mediante una sperimentazione condotta su
un banco prova ad alta flessibilità, spesso risulta necessario incrementare ulteriormente il range di
definizione di tali curve per una loro applicazione nell’ambito dei modelli di simulazione del motore.
Se la misura delle caratteristiche è stata estesa a livelli sufficientemente elevati del rapporto di
espansione della macchina, l’ulteriore estrapolazione delle curve in tale campo non risulta particolarmente
difficoltosa dal momento che le variazioni della portata evolvente sono limitate
dall’instaurarsi di condizioni di efflusso sonico (choking) all’interno della turbina. Al contrario, risulta
difficoltoso definire con buona accuratezza l’andamento delle caratteristiche isovelocità in
corrispondenza dei più bassi valori del rapporto di espansione, sia per la conformazione stessa delle
curve (che presentano una notevole variazione di pendenza in tale campo) sia per la maggiore sensibilità
rispetto all’azione del campo centrifugo, che porta alla divergenza delle diverse caratteristiche
isovelocità.
Nel caso di completa chiusura della valvola waste-gate, la condizione di annullamento della portata
evolvente, a ciascuna velocità di rotazione, può essere calcolata, in prima approssimazione, assumendo
che il corrispondente livello del rapporto di espansione uguagli l’intensità del campo centrifugo.
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 per
il quale la portata risulta nulla:
M 0
t 0
t
( ) WG
[%]
k 1
1
2k
R 30
2
N
2
t
N t=5500 giri/(minK)
eTS = 1.8
eTS = 1.52
eTS = 1.35
a WG [gradi]
Fig.6 – Incremento di portata in funzione dell‘apertura della valvola waste-gate
2 2 r out r in
k
1
k
10

Nella Fig. 5 sono riportati i livelli di TS così calcolati, per la turbina in esame, alle diverse velocità
di rotazione considerate. E’ comunque evidente la difficoltà di definire con accuratezza
l’andamento della porzione di ciascuna curva caratteristica compresa tra la condizione di portata
nulla ed il punto della curva sperimentale corrispondente al più basso livello di rapporto di espansione
(porzioni tratteggiate in Fig.5). Al fine di ridurre gli errori di estrapolazione risulta quindi opportuno
poter disporre di ulteriori informazioni sperimentali per valori contenuti di TS. A tal fine, la
depressurizzazione dell’aspirazione del compressore accoppiato offre modesti margini di estensione
delle 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 consenta
di misurare ridotti livelli della coppia motrice anche ad elevata velocità di rotazione, la definizione
della porzione a più bassa portata delle caratteristiche isovelocità della turbina può essere conseguita,
senza modificazioni del sistema rotante del turbogruppo, utilizzando specifici dispositivi impulsivi
agenti sulla girante del compressore (Capobianco e Gambarotta, 1990) od adottando configurazioni
modificate della chiocciola del compressore che consentano un funzionamento dello stesso
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 riferimento
alla cosiddetta efficienza “termomeccanica” (’t), che include le perdite di natura meccanica
del turbosovralimentatore. Esplicitandone l’espressione è possibile evidenziare come questa quantità
dipenda sia dall’incremento di temperatura totale del flusso evolvente nel compressore che dalla
valutazione della temperatura totale all’ingresso e del rapporto di espansione della turbina:
'
t
t
M
c
M c
c
p mt
pmc
T
T 3
T T
T 2
T1
1
1
k
TS
Per quanto riguarda la valutazione della potenza assorbita dal compressore, si rimanda a quanto esposto
in precedenza, soprattutto con riferimento alla problematica della valutazione della temperatura
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 definite
operando a valori del regime di rotazione del turbogruppo particolarmente modesti per i quali sono
state già evidenziate le incertezze relative alla valutazione dell’incremento di temperatura subito dal
fluido nell’attraversamento del compressore. A titolo di esempio, la Tab.3.1 riporta, per alcuni livelli
del coefficiente di velocità della turbina e della temperatura all’ingresso della macchina, i corrispondenti
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 a
3000 giri/(minK), nel caso di sperimentazione a freddo, la stima dell’efficienza termomeccanica
avvenga sulla base della valutazione di incrementi di temperatura del fluido evolvente nel compressore
particolarmente modesti (dell’ordine dei 10 K circa) e risulti quindi potenzialmente affetta dalle
già citate incertezze di misura. Come si osserva dalla Tab.3.1, a bassi livelli di Nt, il salto di temperatura
attraverso il compressore assume valori abbastanza significativi solo per temperature
all’ingresso della turbina tipiche del funzionamento su motore, per le quali si sono peraltro già ricordate
le problematiche connesse ai fenomeni di scambio termico.
L’efficienza della turbina risulta inoltre sensibilmente influenzata dal grado di apertura dell’organo
di regolazione della portata in essa evolvente; sfortunatamente, l’informazione sperimentale fornita
dal costruttore dell’unità di sovralimentazione è per lo più insufficiente e spesso non chiaramente
definita (§ par.3.2). La Fig.7 mostra l’andamento qualitativo, a fattore di velocità di rotazione co-
1
k
11

stante, del rendimento termomeccanico in funzione del grado di apertura dell’organo di regolazione
per due turbine di sovralimentazione di taglia simile, equipaggiate rispettivamente con un dispositivo
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 con
riferimento allo spostamento lineare della relativa astina di comando (A).
Si osservi come l’efficienza della macchina, calcolata con riferimento all’energia complessiva disponibile
al suo ingresso, risulti univocamente decrescente all’aumentare del grado di apertura nel
caso di un sistema di regolazione a by-pass, con una pendenza della curva strettamente correlata alla
legge di variazione della portata evolvente (Fig.6). Una turbina di tipo VNT presenta al contrario
una curva caratterizzata dal tipico andamento a massimo corrispondente alla condizione di apertura
per la quale si riducono le perdite d’incidenza del flusso all’ingresso del rotore.
4 CONCLUSIONI
'
t
'
( t
) ottimo
1.00
0.80
0.60
0.40
0.20
0.00
0.00 0.20 0.40
A
0.60 0.80 1.00
( A)
Tab.3.1 – Parametri operativi del compressore al variare della temperatura
del 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 70
7000 135200 156500 200000 60 70 105
Nella memoria sono state trattate alcune delle problematiche di maggior rilevanza relative alla definizione
sperimentale delle curve caratteristiche del compressore e della turbina di piccole unità di
sovralimentazione per applicazione automotive. Sono stati preliminarmente richiamati i principali
max
N t = 5500 giri/(minK)
TS = 1.6
Fig.7 – Influenza dell’apertura dell’organo di regolazione sul rendimento di turbine dotate
di valvola waste-gate (WG) e di distributore a calettamento variabile (VNT)
WG
VNT
12

equisiti richiesti ad un’apparato di prova che permetta la completa caratterizzazione del funzionamento
del sistema di sovralimentazione, anche nelle tipiche condizioni operative sperimentate
nell’accoppiamento con il motore.
L’analisi si è poi soffermata su alcuni aspetti specifici relativi alla sperimentazione sul compressore
e sulla turbina. Con riferimento alla macchina operatrice, si è approfondita la problematica della definizione
del limite di instabilità funzionale del compressore facendo riferimento sia alla valutazione
della temperatura del fluido all’ingresso del rotore che alla misura del segnale di pressione tempovariante
alla mandata della macchina. E’ stato inoltre analizzato l’aspetto della valutazione del rendimento
isentropico del compressore attraverso misure dirette effettuate all’ingresso ed all’uscita
della macchina, evidenziando le problematiche relative alla localizzazione ed alla geometria delle
sezioni di misura e le incertezze connesse alla valutazione dei parametri di interesse (pressione e
temperatura) e dei relativi livelli statici e totali.
Per quanto riguarda la sperimentazione sulla turbina di sovralimentazione, si è in primo luogo sottolineata
l’importanza della definizione delle curve caratteristiche in un range esteso, anche con riferimento
al grado di apertura del sistema di regolazione della portata evolvente. A tale riguardo, si
sono analizzate le problematiche connesse all’estensione delle curve di portata e le tecniche sperimentali
utilizzabili a tal fine, anche in abbinamento alla valutazione teorica di specifiche condizioni
operative. Si è inoltre evidenziata la legge di variazione della portata complessivamente evolvente
in una turbina dotata di sistema di regolazione a valvola waste-gate. Sono state quindi approfondite
le problematiche connesse alla valutazione dell’efficienza della turbina, sia con riferimento alla
procedura indiretta generalmente utilizzata sia in relazione alle incertezze di misura che si verificano
in alcune situazioni operative nel caso di sperimentazione con fluido evolvente a bassa temperatura.
Si sono infine confrontate le variazioni di rendimento indotte da sistemi di regolazione a bypass
(valvola waste-gate) e con distributore a calettamento variabile.
I risultati presentati e le considerazioni sviluppate evidenziano la notevole complessità della problematica
della definizione delle curve caratteristiche di piccole unità di sovralimentazione per applicazione
automotive e le difficoltà di confronto fra i dati sperimentali rilevati su apparati di prova
differenti qualora non vengano fornite informazioni dettagliate sulle procedure e la strumentazione
di misura utilizzate.
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