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

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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
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