verticale

Motore ad aria compressa : alternativa al motore elettrico nei sistemi ibridi?

La piattaforma di test, come si vede in Fig 5, consiste in un regolatore, un serbatoio, un sensore della pressione nel cilindro (4075A, KISTLER), un sensore della pressione in ingresso, un sistema di accoppiamento, un dinamometro di corrente passante, il CAE modificato e un sistema di acquisizione dati. L’aria compressa che esce dal serbatoio, scorre attraverso una conduttura dentro il CAE. Il banco di prova è stato disegnato per misurare i parametri e le performance delle operazioni del CAE, comprese la pressione di ingresso, la velocità angolare e la coppia del CAE stesso. Il traduttore della pressione, inserito nelle tubazioni, restituisce il valore di pressione all’interno dei condotti. Il sensore di pressione del cilindro è stato istallato sulla testa del cilindro per misurare la pressone interna del cilindro CAE.

Scarica il PDF Scarica il PDF
Aggiungi ai preferiti Aggiungi ai preferiti


Articoli tecnico scientifici o articoli contenenti case history
Tesi di Laurea, Università degli Studi di Padova, Anno Accademico 2016

Pubblicato
da Alessia De Giosa




Settori: 

Parole chiave: 


Estratto del testo


CORSO DI LAUREA TRIENNALE IN INGEGNERIA GESTIONALE ________________________________
Dipartimento di Tecnica e Gestione dei Sistemi Industriali TESI DI LAUREA in TECNOLOGIA MECCANICA
MOTORE AD ARIA COMPRESSA: ALTERNATIVA AL MOTORE ELETTRICO NEI SISTEMI IBRIDI'


Relatore:

Chiar.mo Prof. Ing. GUIDO BERTI

Correlatore:

Chiar.mo Prof. Ing. MASSIMO MASI

Laureando: MATTIA BEDIN Matricola: 1046658
ANNO ACCADEMICO 2015-2016 1 INDICE Sommario .................................................................................................................... 5 Introduzione ................................................................................................................. 7 Capitolo 1 Motore Sovralimentato Ibrido A Maggiore Potenza Specifica ................ 9 1.Introduzione ............................................................................................................... 9 1.1.Nomencatura ...................................................................................................... 9 1.2.Situazione Attuale ............................................................................................. 10 2.Il Motore ................................................................................................................... 10 2.1.Utilizzo Di Alberi A Camme Non Varibili Per Le Ivs E Le Evs ............................ 10 2.2.Il Motore Pneumatico A Quattro Tempi ............................................................. 11 2.3.Sovralimentazione Pneumatica ......................................................................... 12 2.4.Sovralimentazione E Potenza Specifica Maggiore ............................................ 12 2.5.Diesel O Benzina .............................................................................................. 14 2.6.Serbatoio Di Aria Compressa ............................................................................ 14 2.7.Rapido Avvio Del Motore Pneumatico ............................................................... 15 2.8.Risparmio Relativo E Potenziale ....................................................................... 15 3.Caratteristiche Supplementari Del Motore ................................................................ 16 3.1.Attuazzione Della Valvola Di Carico .................................................................. 16 3.2.Modalità D Funzionamento Pompa Pneumatica ............................................... 17 3.3.Modalità Di Funzionamento Motore Pneumatico ............................................... 20 3.4.Il Motore Pneumatico Nel Contesto ................................................................... 22 3.5.Il Motore Pneumatico Sovralimentato ............................................................... 24 4.Misure Effettuate ...................................................................................................... 26 4.1.Risultati Della Strategia DP ............................................................................... 26 4.2. Risultati Della Strategia Casuale ...................................................................... 27 4.3. Influenza Del ''ibridizzazione Pneumatica ......................................................... 28 4.4. Recupero Elettrico ........................................................................................... 29 4.5.Dati rilevanti ...................................................................................................... 30 5.Conclusioni ............................................................................................................... 31 2 Capitolo 2 Motore Ibrido Diesel Applicato Ai Mezzi Pesanti .................................. 33 1.Introduzione ............................................................................................................. 33 1.1.Nomenclatura ................................................................................................... 33 2.Ciclo AC E AM.......................................................................................................... 34 2.1.Ciclo AC ............................................................................................................ 34 2.2.Ciclo AM ........................................................................................................... 36 2.3.Variabili per il Controllo della Coppia................................................................. 36 3.Efficienza Del Ciclo .................................................................................................. 37 4.Interazioni Tra Cilindro E Serbatoio .......................................................................... 39 4.1.Processo Di Iniezione Nel Cilindro .................................................................... 40 4.2.Il Serbatoio........................................................................................................ 40 5.Motore Ibrido MD11 .................................................................................................. 41 6.Risultati Della Simulazione Di Ciclo Guida ................................................................ 43 6.1.Cicli Di Simulazione .......................................................................................... 44 Capitolo 3 Veicolo Con Motore Ad Aria Compressa ............................................... 49 1.Introduzione ............................................................................................................. 49 2.Carica Delle Bombole ............................................................................................... 50 3.Consumo Energetico ................................................................................................ 51 Conclusioni ................................................................................................................ 55 1.Tempi Di Carica ........................................................................................................ 55 2.Autonomia Aria Compressa ...................................................................................... 56 3.Rifornimento ............................................................................................................. 58 4.Costi Di Produzione Del ''aria Compressa ................................................................. 59 Riferimenti ................................................................................................................. 61 Bibliografia ................................................................................................................ 63 Appendice: Studio Adimensionale sulle Caratteristiche di Efficienza e Velocità del Motore ad Aria Compressa .................................................................. I 3 ''Come l'anima nostra, che è aria, ci sostiene, così il soffio e l'aria circondano il mondo intero. ' ANASSIMENE, UNICO FRAMMENTO DELLE SUE OPERE RINVENUTO 4 5 SOMMARIO La possibilità di sviluppare un motore ibrido pneumatico potrebbe risultare essere un''alternativa molto valida ai sistemi ibridi elettrici già fortemente sviluppati. Nel primo capitolo verrà presentato uno studio sulla possibilità di sfruttare la sovralimentazione pneumatica in un motore convenzionale, in maniera da ottenere un guadagno in termini di potenza specifica e ridurre quindi i consumi di carburante. Successivamente nel secondo capitolo verrà anali zzata l''applicazione di un sistema ibrido ad un motore diesel di un mezzo pesante. In questa sezione verranno illustrati dettagliatamente i processi di ricupero energetico che si possono ottenere. Per concludere lo studio tecnico, il terzo capito presenterà le caratteristiche principali di una vettura realizzata, ma non ancora in commercio, in grado di funzionare autonomamente ad aria compressa. L''elaborato si concluderà riportando una stima inerente all''autonomia ad aria compressa di un motore ibrido applicato ad un mezzo di trasporto pubblico, andando a valutare un possibile sistema di rifornimento. A conclusione di tutto verrà riportata un''interessante appendice inerente ad uno studio dettagliato adimensionale sui rendimenti del motore ad aria compressa. 6 7 INTRODUZIONE
Nel seguente elaborato verrà valutata l''ipotesi di applicare un motore ibrido ad aria compressa ad un mezzo dedito al trasporto pubblico, con l''obiettivo di ridurre i consumi di carburante e il conseguente importante vantaggio di diminuire l''inquinamento dovuto alle emissioni di Co2 in un contesto urbano. Ho deciso di sviluppare questo tema proposto, di carattere prevalentemente tecnico, in seguito al mio particolare interesse per le materie ad indirizzo meccanico, affrontate durante il mio percorso di studi. Dal punto di vista formativo, ritengo che il lavoro svolto si sia rivelato molto interessante, potendo combinare ed applicare le mie conoscenze sia di orientamento gestionale che meccanico. A livello ecologico-ambientale è inoltre importante sottolineare l''attualità di questo argomento in un contesto nel quale è necessario ridurre al massimo le fonti di inquinamento. Comunemente, quando si parla di motore ibrido si è portati a pensare alla soluzione ibrida elettrica, già ampiamente convalidata e presente nel mercato. Tuttavia l''ibrido elettrico presenta almeno due criticità rilevanti quali la necessaria presenza di batterie ed un motore elettrico supplementare che comportano, in particolare se si prendono in considerazione i mezzi pesanti, costi elevati ed una manutenzione dispendiosa. Nella scelta di impiegare un veicolo ibrido elettrico sarà altresì da considerare i lunghi tempi di ricarica durante i quali il mezzo non potrà essere operativo. Ciò premesso, si è ritenuto interessante valutare l''alternativa di dotare un automezzo pubblico di un motore ibrido pneumatico anziché utilizzare la soluzione elettrica. La scelta del motore ibrido ad aria compressa, nonostante presenti autonomia e prestazioni limitate, rispetto alla soluzione elettrica, permette un sostanziale abbattimento dei costi, dovuto principalmente al ''risparmio' sulla componentistica: non solo infatti non risultano più necessarie le batterie ed il motore elettrico ausiliario, ma offre anche il vantaggio di poter modificare il motore già in dotazione sullo stesso autoveicolo. Nell''applicazione del a scelta pneumatica si prevede come principale componente aggiuntivo il serbatoio di aria compressa, ovvero una bombola rigorosamente dimensionata per poter contenere l''aria ad alta pressione. In generale, per valutare quest'' opportunità, è necessario sviluppare un''accurata analisi tecnica, implementare un progetto logistico ed affrontare uno studio di fattibilità specifico. In ordine, l''analisi tecnica dovrebbe valutare come realizzare ingegneristicamente l''hardware del motore in tutti i suoi componenti e le criticità che esso comporta: una volta raggiunto questo obiettivo sarà poi necessario studiarne il rendimento e l''effettivo guadagno in termini di risparmio di carburante. 8 Dal punto di vista logistico, invece, si tratterebbe di considerare come progettare le infrastrutture necessarie per il rifornimento, attualmente non presenti, andandone ad ottimizzare l''efficienza ed i costi di gestione: parallelamente sarà fondamentale stabile come produrre l''aria compressa nel modo più intelligente possibile. In ultimo, l ''analisi più complessa riguarda lo studio di fattibilità: si dovrà infatti affrontare un attento e preciso esame sui molteplici costi da sostenere, dalla componentistica, alle infrastrutture, alla produzione di aria compressa, per poi essere in grado di calcolarne, rispetto al risparmio di carburante, l''effettivo ammortamento. I seguenti capitoli affronteranno le diverse strade percorribili per sviluppare il motore pneumatico dal punto di vista tecnico, basandosi su alcuni elaborati scientifici presenti in letteratura. Si otterranno quindi alcuni dati dai quali si potranno trarre alcune conclusioni relative all''autonomia del ''aria compressa sul motore ibrido in questione e di conseguenza sarà possibile ipotizzare un ragionevole scenario logistico, inerente al rifornimento d''aria di un autobus. Questo lavoro può rappresentare l''incipit di un progetto più complesso, che segua le tre caratteristiche di analisi sopracitate, nonché un''accattivante sfida in vista dell''argomento di tesi di laurea magistrale. 9 CAPITOLO 1 Motore Sovralimentato Ibrido a Maggiore Potenza Specifica 1.Introduzione L''ibridazione pneumatica di un motore ha effetto specialmente quando essa viene combinata e ad una sovralimentazione che comporta una maggiore potenza specifica del motore stesso nel quale sarà possibile quindi ridurre la cilindrata . Nell''articolo in riferimento 1, viene fatto un esperimento mediante emulazione di un veicolo che permette di valutare l''efficienza e i risparmi energetici del motore ibrido ad aria compressa. Congiuntamente con la modalità convenzionale di un motore a combustione e il sistema a sovralimentazione pneumatica, è stato implementato un sistema di controllo che consente la commutazione tra entrambe le funzionalità. Confrontando il motore modificato con il motore standard avente lo stesso valore nominale di potenza è stato misurato un risparmio di carburante fino al 35%. Il motore pneumatico ibrido potrebbe essere quindi una valida alternativa al motore ibrido elettrico: il risparmio di carburante e la guidabilità sono comparabili, mentre il costo aggiuntivo è notevolmente più basso per i primi. 1.1.Nomenclatura ICE=internal combustion engine FCS=fixed camshaft NA=natural aspirate SI= Spark Inition HPE=hybrid pneumatic engine CI= Compression Inition CV=charge valve EHVS= Electrohydraulic valve system IVs=intake valves MV1O= Magnetic Valve 1 EVs=exhaust valves MV2O= Magnetic Valve 2 TC=top dead center BC=bottom dead center 10 1.2.Situazione Attuale Attualmente, i motori convenzionali ICE, sono spesso naturalmente aspirati NA e disegnati per avere elevati picchi di livello di carico; tuttavia hanno una bassa efficienza quando operano a carichi parziali e variabili nei quali sono maggiormente utilizzati dal ''automobilista. Gli ICE inoltre non consentono di trasformare l''energia utilizzata in altra energia riutilizzabile. Per questi motivi, la possibilità di aumentare l''efficienza globale della trasmissione è sostanziosa e giustifica la valutazione di cambiamenti fondamentali sull''architettura del sistema di propulsione. Anche l''ibridizzazione elettrica, già fortemente presente nel mercato, offre un miglioramento sostanziale del ''efficienza globale, ma comporta allo stesso tempo un notevole aumento dei costi fissi e del peso del veicolo per i componenti aggiuntivi, quali batterie e lo stesso motore elettrico. L''HPE, il motore pneumatico ibrido, si basa su un convenzionale ICE nel quale viene aggiunta una valvola di carico per ogni cilindro, CV, la quale stabilisce una connessione diretta tra ognuno di questi cilindri ed il serbatoio di aria compressa che fungerà da alimentazione. L''idea originale del HPE è quella di far funzionare un convenzionale ICE in entrambe le modalità indipendentemente o combinate. ' inoltre possibile operare un recupero del ''energia in frenata che permette, grazie alla modalità di pompa pneumatica, la produzione di aria compressa. 2.Il Motore 2.1.Utilizzo di alberi a camme non variabili per le IVs e le EVs In base ai riferimenti [1-2 ], nei quali si parla di ottimizzazione del motore ibrido, l''HPE comporta non solo l''azionamento del e CV, ma anche del e IVs e delle EVs, che consentono al motore pneumatico di lavorare in due tempi. Dal riferimento [4] si può vedere come sia possibile passare al motore a quattro tempi azionando le valvole da un albero a camme non variabile (fisso) e come tale modifica non comporti una eccessiva perdita di efficienza rispetto al motore a due tempi. Questa informazione risulta utile per poter semplificare alcuni ragionamenti applicando il sistema ad motore due tempi ed estenderlo a mezzo di un fattore correttivo al quattro tempi largamente più utilizzato. 11 Figura 1: Tempi di apertura e chiusura delle valvole TC=Punto morto superiore BC=Punto Morto inferiore Nella figura 1 vengono mostrati i tempi nei quali entrano in funzione le varie valvole nella modalità a due e a quattro tempi. I tempi di apertura delle valvole sono indicati rispetto al punto morto superiore TC e quello inferiore BC. Mentre le IVs e le EVs vengono azionate da un albero a camma fisso FCS, le CV devono essere azionate in maniera variabile. 2.2 Il motore pneumatico a quattro tempi Sia la pompa pneumatica che il motore lavorano come un convenzionale motore a combustione a quattro tempi con il ciclo a combustibile in miscela con aria. Nel caso del a pompa pneumatica l''aria viene trasferita durante la fase di compressione nel serbatoio d''aria compressa una volta che la pressione nel cilindro ha raggiunto quel a della bombola. Nel motore pneuma tico invece l''aria pressurizzata viene iniettata durante la fase di espansione per generare una coppia positiva. In questa fase, per una data pressione della bombola, più la pressione di aspirazione è bassa più coppia verrà erogata. Nella figura 2 vengono mostrate le due modalità di funzionamento mediante un diagramma doppio logaritmico P-V. 12 Figura 2: Diagramma P-V semplificato doppio logaritmico per il motore a 4 tempi: (a) modalità di pompa pneumatica; (b) modalità di motore pneumatico; (c) modalità a sovralimentazione. Vengono illustrati i tempi si chiusura (C) e apertura (O) della valvole. 2.3.Sovralimentazione Pneumatica Il motore ibrido ad aria compressa che presenta un rendimento più alto avendo sempre a disposizione aria pressurizzata durante il ciclo, è il motore a ''sovralimentazione pneumatica'. Nella figura 2c viene raffigurata questa modalità, nel a quale l''aria pressurizzata viene immessa nel cilindro, collegato al serbatoio di aria compressa, durante la fase di compressione del ciclo a combustione a quattro tempi. In questo caso può essere iniettato più carburante con una possibile resa più alta di coppia erogata. In questa variante accresce la guidabilità del motore in maniera evidente, poiché può essere realizzata molta più coppia da un ciclo motore ad un altro, dando quindi una risposta in prestazioni del HPE comparabile con quelle del motore elettrico. 2.4.Sovralimentazione e Potenza Specifica Il grande vantaggio della sovralimentazione pneumatica sta nel fatto di poter ottenere una potenza specifica maggiore e di conseguenza è possibile ridurre la cilindrata del motore ICE. Di fatto quest''ultimo punto risulta essere un metodo ampiamente 13 convalidato per ridurre i consumi di carburante di un veicolo: oltre a ridur re l''attrito, l''ICE, operando ad alti livelli di efficienza più alti e più frequenti, ciò che ne risulta è un minore consumo di carburante globale. Generalmente, il picco di potenza dei motore NA può essere coperto usando un turbocompressore. In un motore può accadere che ad a una richiesta istantanea di coppia a bassi carichi motore e velocità ci sia una risposta lenta: questo effetto è conosciuto come ''turbo lag'. In questo caso il problema può essere superato usando la sovralimentazione pneumatica permettendo quindi di avere una coppia maggiore ed al più istantanea nel momento della richiesta. Di conseguenza questo fenomeno aumenta l''entalpia uscente del motore andando a spingere così la turbina del turbocompressore. L''accelerazione del compressore del turbocompressore conduce ad una crescita della pressione d''aspirazione tale che l''aria addizionale della bombola è sufficiente solo per un piccolissimo tempo. Negli anni recenti, questo metodo è stato applicato sempre più spesso nelle produzioni in serie di veicoli anche per motori SI. Il più delle volte, però, questa applicazione viene implementata per moderare il livello di coppia erogato dalla turbina e mantenere quindi una buona guidabilità: in quest''ultimo caso, per ridurre l''effetto del turbo lag è possibile utilizzare una piccola turbina ausiliaria. Compreso questo concetto è quindi possibile utilizzare una grande turbina ottimizzata per avere una bassa pressione d''aspirazione e ottenere dunque un''alta efficienza grazie alla sovralimentazione pneumatica: questa strada permette di ottenere la massima potenza specifica del motore. Il risultato della struttura del motore è raffigurato nella figura 3. Figura 3 Schema del motore ibrido pneumatico SI a sovralimentazione e ridimensionato 14 2.5.Diesel o benzina Alcuni gruppi di ricerca (Rif [5, 6]) si sono focalizzati sull''ibridizzazione pneumatica dei motore ad accensione per compressione (CI), ovvero dei motori diesel. Tuttavia, l''ibridizzazione pneumatica viene studiata per migliorare la guidabilità e ridurre il consumo di carburante, mentre l''ottimizzazione del e emissioni grezze non rappresenta lo scopo principale dello studio. Questi effetti vanno ad aggiungersi a quelli ottenuti con la sovralimentazione e l''aumento di potenza specifica (DSC) dei motori SI che utilizzano una consolidata tecnologia del catalizzatore a tre vie con i rapporti stechiometrici aria- carburante prestabiliti per la combustione. Al contrario, i problemi principali dei motori diesel sono con le emissione grezze: questi ultimi infatti devono rispettare degli standard di emissioni più stringenti rendendo quindi più costosi l''iniezione e un sistema di trattamenti dei fumi di scarico. Questi problemi possono probabilmente non essere affrontati con l''ibridizzazione pneumatica. Inoltre, i motori diesel oggi sono già dotati di un sistema di sovralimentazione e quindi non possono offrire altra potenza sfruttando un ulteriore questo effetto (Riferimento [7]). 2.6.Serbatoio di aria compressa L''HPE è vantaggioso inoltre poiché, iniettando l''aria pressurizzata ad una bassa temperatura, si riduce la suscettibilità alla detonazione. Per tenere la temperatura del ''aria pressurizzata al livello del a temperatura ambiente intorno, il serbatoio di aria compressa non dovrebbe essere isolato. La bombola d''aria può essere classificata come un sistema di stoccaggio a breve termine a causa della sua bassa densità di energia [Riferimento 8]. Trascurando il guscio del serbatoio e considerando la temperatura del ''aria interna ''' = 300𝐾, l''energia specifica è di solo: ''' ''' = '''𝐶'''' ''' = 0,21 ''𝐽 '''' Dove ''' è la massa d''aria contenuta nel serbatoio, ''' è la sua energia interna e 𝐶' è il calore specifi co del ''aria a volume costante. Questa densità di energia è quindi 200 volte minore rispetto quella della benzina, tuttavia è fortemente correlata al salvataggio di carburante realizzabile usando questo vettore energetico. 15 2.7.Rapido avvio del motore pneumatico Nel riferimento [9] viene mostrato che il motore pneumatico a 4 tempi può avere un avvio abbastanza rapido da giustificare l''uso del a funzionalità start and stop. Specificatamente, viene mostrato che con il motore considerato, la velocità motore di 1200 rpm, può essere raggiunta in appena 320ms. Inoltre, l''eliminazione del minimo convenzionale del motore con questa tecnologia, può portare ad un ulteriore calo del consumo di carburante globale del motore. 2.8.Risparmio relativo e potenziale In or dine, per valutare l''importanza degli aspetti sul risparmio di carburante relativo e del potenziale risparmio totale, è stata condotta un''analisi teorica sugli effetti del motore pneumatico ibrido a maggiore potenza specifica nel riferimento [10]. Lo studio compara i motori con uguale potenza nominale e varie configurazioni hardware utilizzando un motore 2.0 NA SI come di riferimento. Il risultato del ciclo guida MVEG-95 per un veicolo di 1450kg sono mostrati in fig. 4. Le osservazioni principali sono le seguenti: il potenziale risparmio complessivo del ''HPE ridimensionato e sovralimentato si basa sulla quantità di configurazioni del ''FSC per risparmiare il 32% di carburante. Riducendo la cilindrata di un motore SI di un fattore 2 si risparmia fino al 25% di carburante e questo è il fattore contribuente più importante al guadagno complessivo di carburante. Si noti che senza il concetto del ''HPE, il turbo lag potrebbe essere un problema; la capacità dello start and stop del sistema contribuisce a risparmiare il 4% del carburante, mentre l''ibridizzazione da sola aggiunge un 3%. Spostare i punti di lavoro del motore, usando metà dei cilindri per il convenzionale motore a combustione e l''altra metà dei cilindri per il pompaggio, non contribuisce significativamente al risparmio complessivo di carburante. Questa modalità, nota come ''modalità di ricarica', è piuttosto di importanza pratica; in questo modo infatti la gestione del buffer di energia in forma di aria compressa è meno ristretta. Lo studio conclude che l''ibridizzazione pneumatica da sola è meno promettente della sua capacità di permettere un aumento di potenza specifica con la sovralimentazione, per ridurre i consumi, senza dover compromettere la guidabilità. 16 Figura 4 Risparmio di carburante potenziale per un veicolo si 1450 kg testato nel ciclo MVEG-95 3.Caratteristiche supplementari del motore 3.1.Attuazione della valvola di carico Le caratteristiche supplementari del motore coinvolgono principalmente l''attuazione delle CVs che avviene utilizzando un sistema di valvole elettroidrauliche EHVS di Robert Bosch GmbH, Stuttgart, Germany; questo è un sistema di attuazione completamente variabile adatto a scopi di ricerca. Nella figura 5 è illustrato una curva ascensionale di misura con le variabili rilevanti. L''angolo di manovella dove la CV è aperta, ''𝐶'''' è
determinato dal ''apertura del a prima valvola magnetica, MV10. Questa valvola magnetica fa entrare del ''olio idraulico alla pressione ''''''' in un pistone differenziale spingendo verso il basso la CV. Il livello della '''''' viene tenuto attorno ai 150 bar per tutte le simulazioni e gli esperimenti descritti. L''alzata massima effettiva ''''''','''''', dipende dal tempo di sosta della MV1 tMV1, dalla differenza di temperatura stimata tra il cilindro e il serbatoio '''' ''''𝐶''𝐿 ad un angolo di manovella ''𝐶'''', e dal a pressione del ''olio idraulico: ''''''','''''' = ''('MV1, '''' ''''𝐶''𝐿 (''𝐶''''), ''''''') Questa funzione viene determinata usando un modello specifico del ''EHVS. La chiusura della CV viene avviata da una seconda valvola magnetica MV20, la quale attuazione rilascia l''olio idraulico nel pistone differenziale del ''EHVS. L''angolo di 17 manovella al quale la CV è completamente chiusa, ''𝐶''𝐶 , pertanto dipende dalla MV20,dalla velocità del motore ', e dal a pressione dell''olio: ''𝐶''𝐶 = ''(''''20, ''''''','''''', ''''''', ') I comandi della valvola magnetica sono soggetti a determinati vincoli di hardware che ne controllano l''attuazione. I dettagli del ''applicazione EHVS sono contenuti nel Riferimento [11]. Figura 5 Comandi EHVS per l'attuazione delle valvole di carico e diagramma delle alzate 3.2.Modalità di funzionamento Pompa Pneumatica Il sistema di controllo delle CV per il motore pneumatico può essere ottimizzato per tutti i punti di funzionamenti definiti dalla velocità N del motore, dalla pressione del serbatoio '''' e dalla coppia desiderata '''''''.
L''alto numero del e variabili di ottimizzazione favoriscono un approccio basato su un modello matematico. Quello usato nel Riferimento [6] per caratterizzare il funzionamento pneumatico tuttavia, non tiene in considerazione come variabile la velocità del motore N . In altre parole il model o dovrebbe tener conto che il flusso d''aria attraverso le CV è limitato, specialmente per alte velocità motore. Le assunzioni di specifica utilizzate per il funzionamento della pompa pneumatica sono specificate nella tabella 1. 18 Tabella 1 Assunzioni di specifica per il modello pompa pneumatica Il flusso attraverso la CV è modellato come descritto nel riferimento [12]. Dalla figura 6 si nota che il modello identificato si adatta ragionevolmente bene ai cicli termodinamici misurati. Figura 6 Esempio di ciclo in modalità pompa pneumatica: misure vs simulazione Nel Riferimento [6], la pompa pneumatica è stata ottimizzata per un serbatoio adiabatico, e quindi per massimizzare il flusso di entalpia totale per una data coppia negativa. Per un alta coppia frenante negativa, il funzionamento ottimo è stato ricavato dai risultati in Riferimento [6 ] sul flusso del ''aria tra serbatoio-cilindro e viceversa, in quanto principalmente l''aria del serbatoio si riscalda nonostante la portata di massa d''aria trasferita possa essere bassa. Al contrario, il concetto di motore presentato in questo studio, utilizza un serbatoio isotermo e, la pompa pneumatica, potrebbe inoltre essere ottimizzata per avere il massimo flusso di massa d''aria trasferita per un ciclo al serbatoio '''''' '' (si noti che la 19 massa trasferita dal serbatoio al cilindro è definita positiva). La seguente ottimizzazione deve essere effettuata per tutte le combinazioni dei punti di lavoro, rispettando la possibile applicazione EHVS e lavorando nel suo range '𝐸𝐻''''('''', ') : ''''''' 𝐶'''',''𝐶''𝐶,''''''','''''' ('''''''' ('''', ')) Tale che '' = ''''''' < 0 '''' '' < 0 {''𝐶'''', ''𝐶''𝐶, ''''''',''''''} '' '𝐸𝐻''''('''', ') L''ottimizzazione, usando il modello descritto, è stata effettuata con Matlab. Essa fornisce i valori ottimi per ''𝐶'''', ''𝐶''𝐶, ed ''''''','''''' per tutti i punti di funzionamento del motore possibili. I valori ottenuti sono stati poi implementati in un sistema di controllo ed usati per convalidare le misure. Per questa pompa pneumatica, la definizione standard di efficienza non può essere applicata, viene quindi utilizzato il COP, ovvero il coefficiente di performance, che mette in relazione la port ata d''aria trasferita per ogni ciclo con l''effettiva coppia necessaria: 𝐶''''''''' = '''' '' ''' ' '''''''' La figura 7 mostra i risultati del ''ottimizzazione del serbatoio nel processo di carico, mentre la figura 8 mostra il massimo flusso di massa per ciclo tra cilindro e serbatoio, la corrispondente coppia frenante e il risultante livello del 𝐶''''''''' della pompa pneumatica. Un tentativo di assorbire più coppia rispetto ai valori ricavati viene mostrato sempre in fig 8, ma il risultato indica che ci sarebbe un minore trasferimento di massa ed un riscaldamento più veloce del ''aria nel serbatoio 20 Figura 7 Misure: ottimizzazione del carico del serbatoio per diverse velocità del motore Figura 8 Misure: trasferimento di massa massimo, corrispondenza con la massima coppia ed efficienza 3.3.Modalità di funzionamento Motore pneumatico L''ottimizzazione teorica del motore pneumatico si basa sul funzionamento a quattro tempi presentato Riferimento [6]. Il suo criterio di ottimizzazione è la minimizzazione del ''entalpia del serbatoio usata per il raggiungimento del livello desiderato di coppia. Viene assunto che l''aria sia prevalentemente scorrevole dal serbatoio al cilindro e non viceversa. Considera ndo un serbatoio isotermo, la variazione del ''energia interna '''''' per il trasferimento del ''aria al cilindro è calcolata usando: '''''' = '''''' '' ''''' = ''''𝐻'''' 1
'' 21 Dunque, minimizzando la portata di massa d''aria usata, i rendimenti risultano equivalenti a quel i ottenuti minimizzando l''entalpia trasferita al cilindro ''𝐻''''. Il risultato, riportato nel Riferimento [6], mostra che può essere prodotta più coppia quando la valvola a farfalla è chiusa. Lo stesso modello come quello presentato per la pompa pneumatica può essere utilizzato per l''ottimizzazione numerica del motore pneumatico. Le leggi di attuazione sono presentate nel Riferimento [6] e servono come ipotesi iniziali. Analogamente alla pompa, il criterio di ottimizzazione può essere scritto come segue: '''''''' 𝐶'''',''𝐶''𝐶,''''''','''''' ('''''' ('''', ')) Tale che '' = ''''''' {''𝐶'''', ''𝐶''𝐶, ''''''',''''''} '' '𝐸𝐻''''('''', ') La pressione di aspirazione desiderata è stata impostata rispettando i risultati forniti dal Riferimento [6]. La figura 9 mostra i risultati di massa d''aria trasferita e l''effettiva coppia per gli ottimi valori di COP rappresentati, dove: 𝐶'''''''''' = '''''''' '''' '' ''' ' L''utilizzo di questa modalità come starter del motore viene descritta in dettaglio nel Riferimento [9]. Figura 9 Massa d'aria trasferita per ciclo rispetto il COP ottimo, corrispondenza effettiva tra coppia e COP per la modalità di motore pneumatico 22 3.4.Il motore pneumatico nel contesto Le sezioni 3.2 e 3.3 hanno mostrato che le modalità pneumatiche sono entrambe limitate nel loro range di coppia e nella loro efficienza. Questo può essere ulteriormente illustrato mettendo il range e la loro efficienza in un contesto. La figura 10 mostra il massimo recupero di efficienza Per tutti le combinazioni dei punti di lavoro ( '''', '): ''''''''','''''' = max ( '''''''' '''' '' ) '''''' '' max ( '''' '' '''''''' ) ''''' La figura 11 mostra il range di lavoro della modalità pneumatica in termini di velocità del motore N e del ''effettiva pressione media ''''' che dipende dalla pressione del serbatoio '''. Il recupero di efficienza per studiato è troppo basso rispetto ai veicoli con ibridizzazione elettrica. Queste basse efficienze sono in parte il risultato dal basso rapporto di compressione del motore causato dal ritardo della chiusura della IV (tabella 1). Il motore pneumatico risulta molto valido quando il motore a combustione interna esibisce una bassa efficienza in presenza di un eccesso d''aria che non è necessario per la sovralimentazione. La coppia frenante che può essere usata per la pompa pneumatica è limitata e, conseguentemente, quella rimanente deve essere assorbita in una maniera diversa. Velocità di motore più elevate sono svantaggiose per le performance della modalità pneumatica. Una ragione è la limitazione del tempo disponibile all''aria per viaggiare dal serbatoio e al cilindro; l''altra causa sta nel fatto che il sistema di attuazione del a CV non è guidato da un albero a camme, ovvero, la massima vel ocità angolare del ''apertura della valvola '''' '''' ' non è indipendente dalla velocità del motore: anzi essa diminuisce con velocità del motore più alte. 23 Figura 10 Misure: Massimo recupero di efficienza Figura 11 Range limitate per le operazioni nella modalità pneumatica 24 3.5.Motore pneumatico sovralimentato Comparando la modalità pneumatica sovralimentata con il convenzionale motore a combustione, essa permette l''ingresso di più aria nel cilindro. L''apertura del e CV durante la fase di compressione viene forzata nelle seguenti maniere. La CV non dovrebbe aprirsi se le IVs sono ancora aperte altrimenti fungerebbero da via di fuga per l''aria iniettata. Se l''aria viene iniettata poi durante la compressione, il pistone deve svolgere minore lavoro per comprimere la miscela. Tuttavia, le CV non devono essere aperte una volta che la pressione del cilindro ha superato quella del serbatoio, poiché, dato che il carburante è già nel cilindro, una miscela di aria e carburante potrebbe essere trasferita nel serbatoio; questo fenomeno deve essere rigorosamente evitato per ragioni di sicurezza. Il quantitativo di aria trasferita al cilindro deve corrispondere strettamente all''ammontare di aria mancante per stabilire un rapporto stechiometrico aria/carburante prossimo all''ottimo di progettazione. Per il controllo del motore sperimentale, è stata implementata una soluzione piuttosto pragmatica. La CV è sempre aperta alla chiusura istantanea delle IVs. La quantità di aria dal serbatoio viene aggiustata variando il tMV1. La chiusura della CV invece viene avviata quando la MV1 viene chiusa dal comando della MV2O. In questo modo, la massa d''aria trasferita dal serbatoio è: '''' '' = ''(''''' , 'MV1, ', ''' ) Questa quantità viene determinata attraverso degli esperimenti svolti in stato stazionario. La figura 12 mostra il trasferimento di massa per una velocita ' = 2000 ''''' e una pressione del serbatoio ''' = 9 '''''. Con questo metodo, è possibile raggiungere un gradino di coppia istantanea dal 10% al 90% come è mostrato in figura 13. L''entalpia prodotta durante questo step accelera il turbocompressore e quindi c''è bisogno di minore aria una volta che la pressione di ingresso cresce. 25 Figura 12 Misure: Massa d'aria trasferita in funzione di ''''', '''''1, ' = 2000 ''''', ''' = 9''''' Figura 13 Misure: Coppia del motore pneumatico sovralimentato, N=2250 26 4.Misure effettuate Sono state scelte come auto per l''emulazione, utilizzando l''HPE, una Volkswagen Polo (modello del 2005 e 2009), e una Nissan Micra con motori di cilindrata rispettivamente '''' = 1.24'' e '''' = 1,39''. Entrambi le vetture hanno motori aspirati con SI e appros simativamente del a stessa potenza del ''MPE750. I dati sui consumi sono stati ottenuti dal Riferimento [14], mentre nel paragrafo 5.5 sono stati raccolti i dati significativi in maniera sintetica per l''utilizzo. La coppia richiesta è stata calcolata usando una simulazione quasi statica QSS come descritto nel Riferimento [8 ]. L''efficienza del a trasmissione a doppia frizione automatica viene assunta essere la stessa efficienza del cambio manuale ed è stata calcolata basandosi sull''approccio Wil ans presentato nel Riferimento [13]. 4.1.Risultati della strategia DP ( Dynamic Programming) L''algoritmo di programmazione dinamica viene spiegato nel paragrafo 5.1 del Riferimento 1. La figura 17 mostra i risultati del ''emulazione per la VW Polo equipaggiata con l''MPE750 sul ciclo guida MVEG-95. Viene mostrata la modalità usata, la pressione del serbatoio di aria compressa e la variazione dalla velocita del veicolo in riferimento. I risultati sul risparmio di carburante e i dati dei veicoli con i loro motori standard per tutte le misure ottenute usando il DP sono esposti nella tabella 3. I risultati mostrano che questo motore porta ad un sostanziale risparmio di carburante comparandolo con un motore equivalente NA della stessa potenza. Parte del risparmio va tuttavia attribuito agli standard MVEG-95 che fanno operare il motore ad una marcia più alta. Nei test per il motore della Nissan Micra è risultato un risparmio del 24,6%. Tabella 2 Misure: Emulazione del veicolo DP 27 Figura 14 Misure: risultati dell''emulazione DP del veicolo nel ciclo MVEG-95 per la VW Polo 4.2.Risultati della strategia casuale La proposta di testare in una semplice strategia casuale è stata fatta per rispondere alla domanda su come il risparmio di carburante potenziale dipenda da un sofisticato algoritmo di gestione del ''energia. Le misure usando la strategia casuale sono state effettuate per i due casi: emulando la WV Polo del 2005 nel ciclo guida MVEG-95 è con la Nissan Micra dota ta del ''ibrido MPE750. La Fig. 18 mostra i risultati misurati del ''emulazione del a Nissan Micra equipaggiata con l''MPE750 sul ciclo guida FTP. Tutte le misure delle strategie casuali sono state effettuate usando come parametri ''' = 11.11 ''/', ''',' = 10 ''''', ''',0 = 10 '''''. I risultati del carburante risparmiato sono illustrati nella tabella 4 e indicano che utilizzando questa strategia il risparmio risulta di poco inferiore rispetto quello realizzabile con la soluzione DP. 28 Figura 15 Misure: Risultati dell''emulazione casuale del veicolo nel ciclo FTP per la Nissan Micra Tabella 3 Misure: Carburante risparmiato Casual Strategy Vs DP 4.3.Influenza dell''ibridizzazione pneumatica La ragione dei bassi consumi di carburante sono il ridimensionamento, lo start and stop e la disponibilità del motore pneumatico per la propulsione che viene ottenuta grazie al recupero di energia. L''influenza di quest''ultimo aspetto può essere determinata singolarmente misurando semplicemente, prima il consumo di carburante mentre il motore pneumatico è spento, con le altre funzionalità attive, poi con anche il motore pneumatico attivo. Facendo questo, per la Nissan Micra nel ciclo guida FTP, si è visto che con il motore pneumatico spento si consuma il 4,1% di carburante in più rispetto a quando è attivo con emulazione DP. Si può concludere che il ridimensionamento del 29 motore è realmente l''aspetto più importante dei concetti presentati sulla rilevanza del consumo di carburante come è mostrato in figura 4. 4.4.Recupero elettrico I risultati presentati nella prefazione assumono che non ci sia una richiesta addizionale di coppia per la potenza necessaria agli ausiliari elettrici o l''EHVS. Questi possono essere visti come un limite superiore a quello che è possibile fare con questo tipo di motore. Tuttavia, l''assunzione può essere giustificata se il recupero elettrico viene considerato essere addizionale ad avere la pompa pneumatica. L''energia disponibile per il recupero elettrico 𝐸'''' può essere determinata facilmente valutando l''energia che non può essere recuperata dal a pompa pneumatica durante la guida, mentre l''energia consumata dal ''EHVS può anche essere stimata usando un sensore di alzata del e valvole . Il volume totale d''olio ''''''' che passa attraverso i pistoni del ''EHVS durante il ciclo guida può essere facilmente determinato. In questo modo: assumendo che la pompa idraulica elettrica abbia un''efficienza di ''''''' = 0.6 e che l''alternatore produca energia con efficienza di ''''''' = 0.7, i consumi di energia dell''EHVS sono: 𝐸𝐸𝐻'''' = ''''''' '' '''''' ''''''' '' ''''''' In generale gli ausiliari elettrici vengono considerati richiedere una potenza media di 200 W. L''energia necessaria viene quindi calcolata usando di nuovo l''efficienza del ''alternatore e il tempo totale del ciclo guida '''''', 𝐸'''' = '''''' '' '''''' ''''''' Il livelli di energia calcolata per l''MVEG-95 e il ciclo guida FTP sono illustrati nella tabella 4. I risultati mostrano che per entrambi i cicli, il recupero elettrico può soddisfare i requisiti di energia sia degli ausiliari elettrici che delle EHVS. 30 Tabella 4 Misure: Recupero elettrico 4.5.Dati Rilevanti La tabella 6 è una lista di tutti i dati rilevanti per i veicoli presi in considerazione per le emulazioni. La forza di opposizione 𝐹''''' sul veicolo durante il ciclo guida consiste nel ''attrito aereodinamico e nell''attrito volvente: 𝐹''''' = 𝐹'''''''' + 𝐹'''''''' Il coefficiente di attrito è stato identificato facendo dei test di rotolamento EMPA. E'' stato considerato che la WV abbia una massa base di '''''''' = 1088 '''' mentre la Nissan di '''''''' = 1080 ''''. Se il motore MPE750 HPE fosse stato usato in queste macchine, allora le masse dei veicoli sarebbero cambiate a causa dei motori più piccoli, del serbatoio aggiuntivo di aria compressa e dei componenti EHVS. La massa del motore viene assunta essere scalabile rispettando la cilindrata del motore di un fattore di 67 kg/l. Inoltre viene inserita una massa aggiuntiva per i componenti EHVS e per il serbatoio si '''''''' = 25 ''''. ''''''' = '''''''' + 67 ''''/''('''',''''𝐸750 '' '''','''''''') + 25 '''' Tabella 5 Parametri dei veicoli 31 5. Conclusioni Questo Capitolo si è focalizzato sul riportare un caso studio inerente al risparmio potenziale di carburante dovuto al ridimensionamento e all''ibridizzazione pneumatica del motore. Tutte le funzionalità addizionali del motore, quali la pompa pneumatica e il motore pneumatico sovralimentato, sono state realizzate modificando un motore SI a due tempi. Entrambe le funzionalità pneumatiche sono state ottimizzate singolarmente, tuttavia l''efficienza rigenerativa è piuttosto bassa così come loro range di operatività. L''effetto di un sostanziale ridimensionamento combinato alla sovralimentazione sono quindi più importanti che ibridizzazione da sola del motore. Il forte ridimensionamento è reso possibile dalla funzionalità di sovralimentazione pneumatica che sopperisce al problema del turbo-lag. Quando si compara questo tipo di motore con il NA SI avente la stessa potenza, usando l''ibrido pneumatico MPE750 è risultata una riduzione dei consumi sopra il 35% per il ciclo guido MVEG-95 mentre per il ciclo guida FTP invece i consumi possono essere ridotti del 30%. Anche una semplice strategia casuale di gestione del ''energia si avvicina ai valori di risparmio di carburante ottenuti usando la soluzione DP. L''algoritmo di controllo presentato per tutte le funzionalità del motore può essere considerato come un caposaldo per un ulteriore ricerca su questo tipo di motore. I risultati del e misure che sono riportati implicano che l''HPE può essere una buona alternativa all''ibrido elettrico poiché la guidabilità e la riduzione dei consumi sono comparabili. Inoltre va sottolineato che l''ibridizzazione pneumatica non necessita di spese elevate per i componenti come le batterie per i motori elettrici e questo potrebbe essere un aspetto decisivo in favore del ''HPE. 32 33 CAPITOLO 2 Motore Ibrido Diesel Applicato Ai Mezzi Pesanti 1.Introduzione Nel riferimento 15, viene riportato uno studio sulla possibilità portata avanti già nel 1999 di realizzare un motore ibrido ad aria compressa. In queste condizioni sono state introdotte tre tipologie di ciclo motore: L''air compressor (AC), air motor (AM) e l''air power assist (APA). Durante la frenata rigenerativa, il motore si trova nella configurazione AC, ed in questo modello, l''energia cinetica del veicolo porta il motore a produrre aria compressa fino a che il mezzo rallenta del tutto. Il ciclo AC funziona alla stessa maniera del freno motore, ma l''aria compressa prodotta, in questo caso viene raccolta ed immagazzinata in un serbatoio e non dispersa nel ''ambiente. Per recuperare energia successivamente durante le fasi di accelero, il motore funziona nella modalità AM o APA: La prima delle due funziona puramente ad aria, mentre la seconda sfrutta una combinazione di aria e carburante. Nella seconda parte in riferimento 16 vengono poi discusse le modalità di assorbimento e il processo di recupero del ''energia prendendo in considerazione le ipotesi termodinamiche di un ciclo ideale per le analisi. Vari altri studi sono stati condotti successivamente nei riferimenti 17, 18 e 19, inerenti a diverse tipologie di modello per applicare il motore ibrido pneumatico; in particolare nel riferimento 19 è stato analizzato il modello applicato ad un camion Scania D12 con motore monocilindrico diesel. 1.1.Nomenclatura '''' = '''''''''''''' ''''''' '' = ''''''''' '''''''' '''''' = '''''''''''''''''''' '' = '''''''''''' '''''''''''' '''''''''''' ''''''' '' = '''''''''' '' = '''''''''''' '''''''''' '''''''''''' ''''''' '' = ''''''''''' 𝐴'''''' = '''''''' ''''''''''''''' ''''''' '''''''' 34 ''' = '''''' ''''''' ''''''' '' = '''''''''''''' '''''''''''' '' = ''''''''' '''''''''' '' = ''''''''''''''''' ' = '''''''''''' ''''''' ''''''''' '' = '''''''''''''''''' 𝐶'' = '''''''''''''''' ''''''''''''''''''' '' = '''''' 𝐿 = '''''''' ''''''' '''' = ''''''' ''''''''' 𝐷' = '''''''' ''''''''''''''' '' = '''''''''''' ''''''''''''' 𝐷 = ''''''' 𝐴' = '''''''' '''''''' 𝐸 = '''''''' ''''''''''' '' = '''''''''''' '''''''' '' = ''''''''''' 2.Ciclo AC e AM 2.1.Ciclo AC Considerando il ciclo base ad energia rigenerativa, il ciclo AC riguarda il recupero rigenerativo del ''energia, mentre il ciclo AM il riutilizzo del a stessa energia precedentemente accumulata. Nella figura 16 viene mostrato in un diagramma P-V il ciclo AC a due tempi che consiste nel ''aspirazione (1'2), la compressione (2'3), lo scarico (3' 4) e l''espansione (4'1). Idealmente questi processi vengono considerati adiabat ici per la compressione e l''espansione, ed isobari per la fase di aspirazione e scarico. In queste condizioni, il lavoro svolto durante il ciclo si può calcolare come: '' = ' ''''' 35 Figura 16 Diagramma P-V del ciclo AC Noto il lavoro, conseguentemente è possibile ricavare la coppia erogata. Si può notare che il lavoro svolto dal ciclo è legato alle operazioni che riguardano le valvole del motore. Intuitivamente, ritardando o avanzando la chiusura del e valvole d''ingresso (IVC), l''ammontare di aria intrappolata nel cilindro varia e la linea di compressione si muove orizzontalmente. Questo permette di ottenere un meccanismo per modificare il lavoro del ciclo e di conseguenza della coppia con il solo controllo delle valvole d''ingresso. Posizionando le valvole al punto morto inferiore o leggermente vicino, il lavoro ottenuto dal ciclo risulta massimo. Se le valvole di scarico sono aperte (EVO) quando la pressione del cilindro è uguale alla pressione del serbatoio ''', il ciclo sta funzionando nella modalità AC. Per ottenere un lavoro o una coppia maggiore, l''apertura del e valvole di scarico può essere anticipata. La linea tratteggiata (2'''3'') nel a figura 16 mostra un caso nel quale le valvole di scarico si aprono molto prima che si raggiunga l''equilibrio alla pressione 3 e così la zona del ciclo chiuso aumenta: questo ciclo alternativo viene chiamato AC di secondo tipo. Il lavoro in più che si ottiene tuttavia comporta un costo: il processo 2'''3'' infatti fa scattare un flusso d''aria di ritorno dal serbatoio al cilindro in maniera del tutto irreversibile. In un''altra prospettiva, significa che il lavoro aumenta mentre la quantità di aria accumulata ad alta pressione no; questo tipo di ciclo inoltre presenta un''efficienza minore. 36 2.2 Ciclo AM Il ciclo AM illustrato in figura 17 è sostanzialmente il ciclo inverso del ''AC. Figura 17 Diagramma P-V del ciclo AM L''aria compressa viene introdotta nel cilindro in maniera diretta dal serbatoio attraverso le valvole di ingresso o di scarico: nello studio presentato nel riferimento 15 vengono considerate quest''ultime come via d''accesso preferenziale. L''aria ad alta pressione espande quindi nel cilindro quando il pistone si muove verso il punto morto inferiore per compiere lavoro e completa la sua espansione alla pressione atmosferica poco prima o in corrispondenza del punto morto inferiore: questo ciclo viene considerato come ciclo AM del primo tipo. Nei casi in cui sia necessario più coppia o lavoro, viene ritardata la chiusura delle valvole di scarico così la linea di espansione (2'3) si sposta verso l''esterno, come mostrato dal a linea tratteggiata (2'''3'') nel a figura 17: in questo caso si ha che le valvole di scarico sono già aperte prima che l''aria compressa sia espansa del tutto. Questo ciclo alternativo viene definito ciclo AM di secondo tipo. Il suo difetto tuttavia riguarda proprio quanto appena detto: l''aria non espandendo del tutto non viene sfruttata in tutta la sua energia che viene quindi sprecata con il conseguente effetto di abbassare l''efficienza totale del ciclo. 2.3.Variabili per il Controllo della Coppia La descrizione del ciclo nel diagramma P- V fornisce un''idea di come i due cicli dovrebbero operare. Nel caso del ciclo AC, la IVC viene utilizzata per controllare la coppia e può essere identificata come la prima variabile indipendente, mentre nel ''AC di secondo tipo la variabile indipendente diventa la EVO. Nel caso del ''AM sia di tipo 1 che di tipo 2, le EVC sono le variabili indipendenti per controllare la coppia. 37 Sia per quanto riguarda l''AC che l''AM, il meccanismo di controllo del a coppia regola l''aria immessa nel cilindro durante la fase di ingresso mediante una fasatura del e valvole. La coppia è proporzionale al lavoro del ciclo e quindi è direttamente influenzata dalla prima legge della termodinamica. 3.Efficienza del ciclo

Nel riferimento 17 , per valutare l''efficienza del ciclo, viene utilizzato, come indicatore, il flusso del a massa d''aria. L''efficienza del ciclo permette di valutare quanta energia si possa ricavare dal ''utilizzo del ''aria nel motore ibrido. L''energia consumata dal ''AC e quel a recuperata dal ''AM si può calcolare grazie ai diagrammi presentati nel a sezione precedente. L''energia dell''aria compressa immagazzinata nel serbatoio può essere quantificata dal a sua capienza. In queste condizioni, l''energia interna non può essere misurata perfettamente poiché non tutta l''energia può essere utilizzata per produrre lavoro utile in seguito. Nella termodinamica, la disponibilità del sistema viene identificata con il massimo lavoro utile che esso può produrre nel ciclo ideale. Per i sistemi ad energia termica reali non tutta l''energia può essere convertita in lavoro utile, di conseguenza la restante finisce per essere dissipata nel ''ambiente senza produrre lavoro per l''effetto del e irreversibilità. L''efficienza del cicli AC ed AM può essere calcolata nel seguente modo: '' '' '' '''''' '''' Per l''AC '' '' '' '''' '''''' Per l''AM A causa del segno convenzionale di '''' e '''''', viene aggiunto un segno negativo per definire l''efficienza come un numero positivo. Con questi calcoli l''efficienza del ciclo AC e del ''AM sono state definite separatamente: è possibile quindi unire gli effetti di entrambe ottenendo quella che viene chia mata la''round trip efficiency': '' '' ''𝐴'' ''𝐴𝐶 Questa efficienza esprime la percentuale di energia cinetica del veicolo che si può recuperare durante la fase di frenata e che può essere utilizzata per le operazioni di accelerazione. 38 La definizione di e fficienza data nel ''equazione per i due cicli è molto chiara e lineare eccetto per la disponibilità '''''' che risulta essere un po'' più complicata da ricavare. Dato lo stato termodinamico dell''aria ( P,V o T ) e lo stato termodinamico del ''aria naturale n ell''ambiente (''0, ''0 '' ''0), si può ricavare '''''' come nei riferimenti 20 e 21: '''''' '' ('' '' ''0) + ''0('' '' ''0) '' ''0('' '' ''0) Utilizzando questa definizione si nota che la disponibilità del sistema dipende dallo stato specifico dell''ambiente. Per lo studio presentato vengono considerate i valori medi di: ''0 = 300 𝐾 ''0 = 1.013 '''''. Il primo termine nel a definizione rappresenta la differenza di energia interna del ''aria rispetto quel a del ''ambiente, il secondo il lavoro del ''ambiente, ed il terzo membro identifica la differenza di entropia data dal calore scambiato durante il processo. Per ottenere il massimo lavoro utilizzabile, ovvero la sua disponibilità, il sistema deve essere sottoposto ad un processo reversibile dal suo stato iniziale a quello ambiente. Se il processo non è reversibile, si aggiunge un altro termine che va a ridurre il lavoro disponibile chiamato fattore di irreversibilità. Anche questo fattore si può determinare come nei riferimenti 20 e 21 con ''0'''''''' seguendo la seconda legge della termodinamica dove '''''''' rappresenta l''entropia generata durante il processo irreversibile reale. In generale, il lavoro disponibile '''' è sempre minore rispetto a quello ideale '''''' e si può calcolare sottraendo il fattore di irreversibilità alla formula precedente: '''' '' ('' '' ''0) + ''0('' '' ''0) '' ''0('' '' ''0) '' ''0'''''''' = '''''' '' ''0'''''''' Nel sistema AC, la disponibilità di aria durante un ciclo è il lavoro minimo del pistone richiesto per portare l''aria dal o stato ambiente a quel o del serbatoio, mentre nel caso del ''AM la disponibilità del ''aria in un ciclo è il massimo lavoro del pistone che può ricavare portando l''aria dallo stato del serbatoio a quel o ambiente. Le definizioni di rendimento descritte nelle equazioni precedenti sono delle grandezze adimensionali tali per cui risulta facile effettuare dei paragoni con altri tipi di ciclo: è quindi possibile ottenere un confronto del ciclo reale con quello massimo ideale. Per ottenere più lavoro utile possibile è fondamentale ridurre al massimo le irreversibilità. Quest''ultima aumenta se c''è una significante differenza tra la pressione a monte e a valle del sistema. Nel caso ideale, le valvole sono aperte quando i due stati sono a pressione uguale ed in questo modo non c''è una perdita di energia del ''aria compressa. 39 Nella pratica tuttavia questa strategia (implementata nel riferimento 19) non è una buona scelta per due motivi principali: - Il processo di apertura della valvola richiede in media 2-6 ms; - Per generare un flusso d''aria è necessario ci sia una differenza di pressione tra monte e valle. Il tempo di apertura delle valvole deve quindi essere ottimizzato considerando questi fattori dinamici mentre l''efficienza serve come indice di ottimizzazione.
4.Interazioni tra cilindro e serbatoio

Per capire meglio come funzionano i cicli AM e AC è necessario analizzare i processi che accadono nel cilindro ed il flusso d''aria che scambia con il serbatoio mentre quest''ultimo viene caricato o scaricato. Nella figura 18 si può vedere il sistema cilindro- serbatoio: l''aria scorre in un condotto che collega direttamente il serbatoio con la valvola di scarico. Figura 18 Modello cilindro-serbatoio 40 4.1 Processo di iniezione nel cilindro Il cilindro viene modellato in maniera tale che nel momento in cui il sistema apre le valvole, ci sia uno scambio istantaneo di ma ssa con l''ambiente o con il serbatoio. Attraverso il movimento del pistone il suo volume cambia in relazione alla posizione del ''albero e alla velocità del motore. La seguente equazione descrive la massa, l''energia e lo stato del ''aria nel cilindro: ''𝐸 ''' = ''''''''' '' ''0''0' '' '' '''' ''' '''' = '''''' '''' ''' = ''''' '' ''0' '''' ''' = 1
4 ''𝐷2'' = ''('', '') 𝐸 = '''''' '' = '''' La variazione di energia è causata dal a flusso di massa d''aria, dal lavoro meccanico del pistone e dal o scambio di calore. L''aria viene considerata come un gas ideale con le proprie equazioni che legano pressione, temperatura, volume, e massa. Il flusso di massa si crea solamente quando le valvole di ingresso o scarico sono aperte: quando quest''ultime sono chiuse e il pistone si muove e l''aria interna subisce un processo politropico. Se il trasferimento di calore viene impedito idealmente, il processo segue la compressione e l''espansione adiabatica come mostrato in figura 16. 4.2.Serbatoio Il serbatoio viene dimensionato come un regolatore di volume in grado di scambiare massa d''aria con il cilindro. Fissato il volume totale del serbatoio '''' viene assunto che
esso sia isolato in maniera efficace affinché lo scambio di calore con l''ambiente possa considerarsi trascurabile. 41 Il modello sul suo stato termodinamico si può ricavare facilmente nel seguente modo: ''𝐸 ''' = ''0''0' '''''' = '''''' 𝐸 = '''''' Dove ''0 e ''0 ' sono rispettivamente l''entalpia ed il flusso di massa che passa attraverso le valvole di scarico. 5.Motore Ibrido MD11 L''MD11 è uno dei motori prodotti attualmente dal a Volvo. Viene analizzato il modello ibrido di questo motore utilizzando la simulazione GT-POWER. Nella tabella 6 vengono illustrate le specifiche più importanti del motore MD11. GT-Power è un software per la simulazione del ciclo motore. L''interfaccia presenta una libreria con elementi grezzi che andranno a completare il modello e nei quali verranno inseriti i dati del propulsore, un piano di lavoro nel quale verrà assemblato il modello collega ndo i vari elementi e un compilatore che mostrerà la simulazione in corso d''opera. Tabella 6 Specifiche del motore MD11 Le possibilità di configurare il motore ibrido ad aria sono varie tuttavia, nella figura 19 viene mostrata quel a presa in considerazione per l''analisi. Il sistema di trattamento del ''aria del motore è stato modificato per permettere all''aria di fluire in diverse direzioni in base alle modalità di corsa. Ci sono tre valvole ci scambio: la valvola di bypass del compressore; la valvola di ingresso a tre vie e la valvola di uscita a tre vie. 42 Questi componenti devono essere in grado di regolare la temperatura e la pressione nel range stabilito dal progetto. Il flusso d''aria si può sintetizzare in questo modo: a) AC: tubo di aspirazione ' compressore by-pass ' valvola d''ingresso a tre vie ' collettore di aspirazione ' valvole d''ingresso ' cilindro ' valvole di scarico ' collettore di scarico ' valvola di scarico a tre vie ' serbatoio d''aria compressa; b) AM: serbatoio d''aria compressa ' valvola di scarico a tre vie ' collettore di scarico ' valvole di scarico ' cilindro ' valvole d''ingresso ' collettore di aspirazione ' va lvola d''ingresso a tre vie ' tubo di aspirazione. Il serbatoio d''aria ha un volume di 280 litri, comparabile con quel o di un in dotazione di un camion, tuttavia anche la capienza può essere ottimizzata con degli studi appropriati. E'' importante sottolineare che cambia il sistema di controllo del e valvole passando da uno convenzionale ad uno idraulico senza camme. Figura 19 Configurazione del motore ibrido MD11 43 Di specifica le valvole d''ingresso richiedono circa 5 ms per aprirsi fino a 10 mm e 5 ms per chiudersi, mentre le valvole di scarico impiegano 2.87 ms per aprirsi fino a 3.5 mm e 2.76 ms per chiudersi. Il profilo del e alzate delle valvole in funzione del ''angolo di manovella si può vedere in figura 20. Figura 20 Diagramma delle alzate delle camme per le valvole di ingresso e scarico 6.Risultati della simulazione di ciclo guida Sono stati condotti diversi cicli di guida per valutare il risparmio di carburante di un automezzo dotato di motore ibrido. Nella tabella 7 vengono riassunti i risultati principali: in particolare il range di miglioramento va dal 4% al 18% dipendendo molto dal tipo di ciclo guida considerato. Poiché questo miglioramento deriva dalla frenata rigenerativa è naturale pensare che si possa avere maggiore efficienza dai cicli giuda cittadini nei quali si utilizza spesso la frenata. E'' opportuno indicare che nel ciclo a 30 giorni viene registrato un camion dei rifiuti durante un mese di operazioni e il 9% rappresenta una buona approssimazione del reale risparmio di carburante con la dotazione del motore ibrido. Tabella 7 Risultati delle simulazioni dei cicli guida 44 6.1.Cicli di simulazione Di seguito vengono indicate le specifiche di alcune dei principali test dai quali si sono ottenuti i risultati. WVU suburban: Duration: 1700 s ' Distanza totale: 10.75 km (6.68 mi)
' Velocità massima: 70.55 km/h (43.84 mph)
' Velocità media: 22.77 km/h (14.15 mph) Figura 21 Profilo del WVU suburban NYBus test: ' Durata: 600 s
' Distanza totale: 0.99 km
' Velocita massima: 49.56 km/h (30.8 mph)
' Velocità media: 5.94 km/h (3.7 mph)
' Velocità media senza fermate: 17.11 km/h (10.6 mph)
' Accelerazione massima: 2.77 m/s2
' Accelerazione media: 1.17 m/s2
' Numero di stop per km: 11 45 Figura 22 Profilo del ciclo NYbus CDB truck test: ' Durata: 560 s
' Velocità media: 20.23 km/h
' Velocità massima: 32.18 km/h (20 mph)
' Distanza totale: 3.22 km
' Accelerazione media: 0.89 m/s2
' Accelerazione massima: 1.79 m/s2 Figura 23 Profilo del CDB truck test NYComposite cycle: ' Durata: 1029 s
' Distanza totale: 4.06 km (2.52 mi) 46 ' Velocità massima: 57.92 km/h (36.0 mph)
' Velocità media: 14.25 km/h (8.85 mph)
' Velocità media senza fermate: 20.0 km/h (12.43 mph)
' Accelerazione massima: 5.41 m/s2
' Accelerazione media: 0.48 m/s2
' Numero di stop per km: 4 Figura 24 Profilo del NY Composite Cycle Manhattan bus test: ' Durata: 1089 s
' Velocità massima: 40.88 km/h (25.4 mph)
' Velocità media: 11.0 km/h (6.8 mph) Figura 25 Profilo del Manhattan bus cycle 47 BAC cycle: ' Durata: 2830 s
' Distanza totale: 22.53 km
' Velocità massima: 88.5 km/h (55 mph)
' Velocità media: 28.9 km/h Figura 26 Profilo del BAC cycle 48 49 CAPITOLO 3 Veicolo Con Motore Ad Aria Compressa 1.Introduzione L''Air Pod è un veicolo adatto a diversi usi cittadini con un motore che funziona totalmente ad aria compressa. Si tratta di piccole autovetture, equiparabili ai quadricicli pesanti, con una potenza che varia dai 7 KW ai 15 KW, dotati di una bombala di aria compressa in grado di percorrere un circuito urbano per un massimo di 120 km con una carica. Figura 27 Modello base della MDI AirPod Le principali caratteristiche del ''air Pod sono: ' Sono leggere; ' Sono fatte con materiali compositi; ' Possono essere caricate utilizzando energie rinnovabile; ' Possibilità di funzionare con una doppia modalità di energia; ' Hanno un''alta efficienza energetica. 50 Di fatto il motore MDI dell''Air Pod equivale nel e principali caratteristiche al motore a combustione convenzionale, nel quale però l''energia per muovere il pistone viene ricavata dal ''aria compressa. E'' quindi necessaria la presenza di una bombola d''aria compressa collegata direttamente alla valvola di carico nella testata del motore. Figura 28 Motore ad aria compressa La dimensione del a bombola è di 260 litri e può contenere l''aria fino ad una pressione di 248 bar, un limite imposto dalle normative per la sicurezza. 2.Carica della bombale Da una stazione di compressione ad alta pressione e carica lenta è possibile immagazzinare l''aria in una centrale di stoccaggio intermedia ad alta pressione. A questo punto è sufficiente collegare il serbatoio del ''auto con una bombale del a centrale di stoccaggio e la carica avviene molto velocemente: per rifornire 260 litri d''aria alla pressione di 248 bar si impiegano circa 3 minuti. Figura 29 Carica del Veicolo 51 Utilizzando un sistema elettrico per comprimere l''aria, dai dati forniti dai costruttori l''auto può avere un''efficienza complessiva di circa il 40-50%; tuttavia idealmente sarebbe possibile sfruttare le fonti rinnovabili, eoliche o s olare, accumulando l''energia in forma di aria compressa. In quest''ultimo caso non avrebbe più senso parlare di rendimenti ma attualmente non sono ancora disponibili infrastrutture in grado di fornire totalmente questo servizio. 3.Consumo Energetico Senza dubbio, l'energia contenuta nei serbatoti delle macchine MDI è molto inferiore a quella che si potrebbe ottenere utilizzando un carburante. In generale si ha che: ' Un litro d'aria compressa a 248b ed a 25°C contiene 0.037 kWh (0.13 MJ) ' Un litro di benzina contiene 9.1 kWh (32.8 MJ) ' Un litro di gasolio contiene 10.2 kWh (36.6 MJ) In una bombala da 260 litri a 248 bar si può avere quindi fino a 9,7 kWh a disposizione, che equivale a poco più di1 litro di benzina. Tuttavia il motore a scoppio nel ciclo urbano si trova a lavorare nel a sua condizione d''esercizio peggiore, ovvero un regime estremamente variabile causato da continue fermate e ripartenze: per questo motivo il suo rendimento si abbassa al 10-12% mentre quello della macchina MDI è circa 6 volte tanto. Premesso ciò, l''equivalente a parità di energia del serbatoio d''aria descritto, è pari a circa 6 litri di benzina. In generale, per valutare il consumo energetico di una vettura ci sono molti parametri in gioco, tra cui la massa, il fattore Cx aereodinamico, la superficie frontale, le perdite dovute al rotolamento e ciclo guido. Una classica auto per percorre il ciclo ECE 195s consuma 1-2kWh, mentre una vettura MDI consuma dai 0.62 ai 1.41kWh. Il ciclo ECE 195s è un ciclo che simula un tipico circuito urbano: ' La durata del test è di 195 seconde e si ripete per 4 volte per 780 secondi complessivi; ' La vettura viene montata su banco di prova a rulli con una temperatura ambiente di 20-30°C; 52 ' La partenza avviene con motore freddo con una vettura che abbia percorso almeno 3000 Km; ' I climatizzatore e altri accessori o servizi vengono disattivati e viene posto un solo guidatore a bordo di massimo 75 kg. ' La velocità media è di 18,35 Km/h; la velocità massima è di 50 Km/h (per 12 sec); ' Vengono fatte 4 soste a motore in moto per un totale 60 sec; ' La distanza totale percorsa nei 4 cicli è di 3975 m. La seguente rappresentazione grafica del singolo ciclo con il dettaglio dei tempi delle varie fasi, i cambi marcia ed i picchi di velocità raggiunti, chiarisce bene la situazione. Da notare che le 4 soste costituiscono il 31 % della durata del ciclo mentre la puntata a 50 Km/h incide solo per il 6 % del tempo. E' intuitivo che il funzionamento al minimo con veicolo fermo (in presenza di dispositivo start-stop il motore si spegne), tende a ridurre il consumo, considerando che la durata della prova è prestabilita. Figura 30 Profilo del ciclo ECE 195s 53 Per aumentare l'autonomia delle sue macchine, la MDI ha sempre cercato di ridurre questo parametro utilizzando vari sistemi come: ' Un sistema di ''stop and start' collegato con una gestione della trasmissione; ' Un ricupero di energia in frenatura; ' Un airconditioning usando l'aria dallo scarico (senza consumi energetici); L'energia necessaria per effettuare il ciclo urbano permette di conoscere il consumo energetico del veicolo in kWh/100km. In funzione della carica si ha che per un AirPod si consumano dai 7,7 ai 12 kWh/100km. 54 55 CONCLUSIONI 1.Tempo di carica Utilizzando un compressore ad alta pressione Ingersoll Rand H15T4X200, con un portata volumetrica in aspirazione ''1' pari a 988 lit/min, è possibile stimare la portata d''aria in uscita alla pressione di 248 bar, note le condizioni iniziali e considerando la compressione come una trasformazione isentropica: siano ' il coefficiente di dilatazione termica del ''aria e R la costante dei gas per l''aria e sia valida la legge ''''' = ''''' con ' = 1,4, '' sia la densità del ''aria, ''' la portata di massa e ' il volume specifico. Condizioni iniziali (atmosferiche): ''1 = 1 ''''' = 100000 '''' ''1 = 1,2 ''''/'' 3 '' = 287 𝐽 '''' '' 𝐾 ''' = 988 '' 10.3 60 '' 1,2 = 0,01975 ''''/'''' '1 = 1 ''1 ''1 '' '1 ' = 77'472 Condizioni finali: ''2 = 248 ''''' = 24800000 '''' '2 = '' ''''' ''2 ' = 0,0162 ''3/'''' ''2 = 1 '2 = 61,73 ''''/''3 '''2 = ''' ''2 = 0,00032 ''3 '''' = 19,2 '''''/'''''' In calcolo svolto si riferisce ad un ciclo di compressione in condizioni ideali: è quindi ragionevole scegliere, con margine di sicurezza, un fattore di riduzione 2 con cui diminuire la portata volumetrica in uscita dal compressore. 56 '''2 ' = '''2 2 = 10 '''''/'''''' Per caricare una bombola da 260 lit con aria alla pressione di 248 bar sarà necessario un tempo ''' di: ''' = 260 '''2 ' = 260 1,55 = 26 '''''' In queste condizioni, uno o più compressori possono lavorare continuamente o in tempi morti prestabiliti in maniera tale da poter immagazzinare l''aria su dei serbatoi intermediari posti nelle stazioni degli automezzi o in capolinea strategici. Il rifornimento vero proprio del ''automezzo quindi durerà solo qualche minuto come nel caso del rifornimento del ''AirPod, e basterà dunque collegare con un tubo opportuno il serbatoio del ''autobus con il sistema di stoccaggio dell''aria compressa. 2.Autonomia Aria Compressa Dai dati ricavati dalla discussione sull''AirPod del ''Ing Negrè è stato possibile ricavare che questa vettura riesce a percorre in media 100 km con un''energia di 10 kWh: poiché una bombola da 260 litri con aria in pressione a 248 bar possiede un''energia effettiva pari a 9,7 kWh, è ragionevole considerare che la MDI AirPod percorra 100 km utilizzando solamente una di queste bombole. E'' possibile effettuare una stima sull''autonomia ad aria compressa di un autobus facendo un ragionamento proporzionale legato alla potenza del motore. Considerando i prodotti della casa costruttrice tedesca MAN, specializzata nella realizzazione di mezzi pesanti, sono facilmente reperibili i dati di interesse per sviluppare una stima sull''autonomia del a parte ibrida. Figura 31 Autobus Urbano 57 Dalle caratteristiche descritte nel catalogo del a linea MAN''s Lion City Bus si nota che la potenza del motore va dai 184 kW fino ai 265 kW con una cilindrata compresa fra i 6871 '''3 e i 12816 '''3 nei vari modelli. Figura 32 Specifiche di alcuni modelli di autobus Considerando una potenza media ''''' = 225 '''' ed un consumo di un motore diesel intorno ai 4 km/l è possibile stimare l''autonomia di un equivalente motore ad aria compressa. Noto che : ' Un litro d'aria compressa a 248b ed a 25°C contiene 0.037 kWh (0.13 MJ)' ''''''''
' Un litro di gasolio contiene 10.2 kWh (36.6 MJ)' ''𝐺 In generale si ha che per un motore diesel il rendimento termico vale circa 0,4 il quale si traduce in un rendimento alla ruota di 0,1 a valle di un fattore correttivo pari al 75% del rendimento termico. Questo fattore dipende dai componenti meccanici che generano delle perdite e al tipo di ciclo che viene percorso: in questo caso il motore che si trova a 58 lavorare in cicli urbani nei quali le fermate sono continue si trova nella sua condizione peggiore. Lo stesso ragionamento è possibile applicarlo al motore ad aria compressa: in questo caso se si considera il solo lavoro di un espansore si ha un rendimento base più alto intorno allo 0,6. Mantenendo un fattore 0,75 per valutarne le perdite si ha un rendimento alla ruota pari allo 0,15. In questo caso però il motore presenta una minore caduta di rendimento dovuta alle fermate e con opportune tecnologie quali lo start and stop e la frenata rigenerativa è ammissibile prendere come valore, sempre con margine di sicurezza, uno 0,2 come rendimento alla ruota del motore ad aria compressa. Se dunque un litro di gasolio possiede un energia pari 10,2 kWh per ottenere il corrispettivo in litri '''''''' ' di aria compressa è sufficiente fare il rapporto con l''energia contenuta in un litro di aria compressa: '''''''' ' = ''𝐺 '''''''' = 10,2 0,037 = 275 ''''''''' Si può assumere quindi che una bombola da 260 litri con pressione di 248 bar, dal punto di vista energetico, sia quasi equivalente ad un litro di gasolio. Se dunque con un litro di gasolio è possibile percorre in media 4 km avendo un rendimento pari allo 0,1, con una bombola da 260 l di aria compressa a 248 bar ed avendo un rendimento doppio (0,2) del motore ad aria compressa rispetto il motore diesel sarà possibile percorrere un distanza 8 km. 3.Rifornimento Dal punto di vista logistico, è interessante studiare come strutturare il sistema di rifornimento ad aria compressa degli automezzi. Considerando una bombola ricaricata da un sistema di stoccaggio di aria compressa collegato ad un compressore, quel o che si otterrebbe è un''autonomia ad ''aria' pari a circa 8 km come visto in precedenza. In generale una linea di autobus urbana viene pianificata in maniera tale che le fermate si trovino in media a 400 metri l''una dal ''altra. Considerando per esempio le linee urbane della città di Vicenza la media delle fermate per ogni tratta è compresa tra le 20 e le 30, di conseguenza è naturale presupporre che tra i due capolinea vi sia una distanza media di 10 km. 59 Figura 33 Esempio di tratta urbana Uno scenario possibile sarebbe quello di predisporre le stazioni di rifornimenti in corrispondenza dei due capolinea di ogni tratta: Considerando infatti di avere a disposizione un sistema di produzione e stoccaggio di aria compressa in ognuno di questi punti, la carica di una bombola impiegherebbe appena 3 minuti e non andrebbe ad influire notevolmente sulle tempistiche prestabilite dal servizio di autotrasporto. Il risparmio di carburante, oltre al livello ridotto di emissioni, è decisamente notevole: con una bombola di aria compressa a 248 bar da 260 litri è possibile percorre circa l''80% di una tratta media urbana di un autobus 4.Costi Produzione Aria Compressa L''ultimo, ma non meno importante aspetto da valutare, riguarda i costi effettivi per comprimere l''aria alla pressione di 248 bar. Se si utilizza un compressore Ingersoll Rand H15T4X200, con pressione massima di 345 bar e potenza nominale '''' pari a 15 kW è possibile stimare il costo legato all''energia elettrica per caricare una bombola. Figura 34 Specifiche Compressore 60 Come visto in precedenza, per caricare una bombola da 260 litri è necessario un tempo ''' di circa 26 minuti, che ragionando con margine di sicurezza corrispondono a mezz''ora (0,5 h). L''energia consumata diventa quindi: 𝐸 = '''' '' ''' = 15 '' 0,5 = 7,5'''''' In base ai riferimenti Enel sul costo unitario di 1 kWh a livello industriale, che si attesta tra gli 0,05' e i 0,12' in base al tipo di contratto, utilizzando un valore medio '' di 0,085' si ha che il costo 𝐶 di una carica è di: 𝐶 = '' '' 𝐸 = 0,085 '' 7,5 = 0,6375 ' Se nel ''analisi svolta è stato valutato che una bombola di queste caratteristiche corrisponde a circa un litro di gasolio, ma con doppia efficienza, con i prezzi attuali del carburante (1,10' - 1,30' per litro) risulterebbe decisamente conveniente dal punto di vista economico optare per la soluzione ad aria compressa. In realtà, per ottenere una cifra veritiera sarebbe opportuno indagare su quale sia effettivamente il costo al netto delle tasse in entrambi i casi. Tuttavia è importante sottolineare anche il miglioramento a livello di impatto ambientale che andrebbe a diminuire quasi completamente le emissioni di Co2 nei centri urbani causate dai mezzi pubblici. Idealmente, l''alternativa più valida sarebbe quel a di produrre aria compressa attraverso fonti rinn ovabili, quali eoliche o solari. In questo caso una volta costruito l''impianto l''energia diventerebbe ''gratuita' a valle di un completo studio sulle quote di ammortamento. Questa via comporterebbe delle infrastrutture non banali, con dei condotti in pressione in grado di raggiungere le stazioni di servizio: tuttavia risolverebbe una delle problematiche principali del e fonti rinnovabili, ovvero l''immagazzinamento e l''accumulo di energia nei periodi climatici più favorevoli, andando a trasformale tale surplus energetico in aria compressa da conservare in opportuni serbatoi. 61 RIFERIMENTI
[1]
Christian Dönitz, Christoph Voser, Iulian Vasile, Christopher Onder, Lino Guzzella, 2011 Validation of the Fuel Saving Potential of Downsized and Supercharged Hybrid
Pneumatic Engines Using Vehicle Emulation Experiments.
[2] Tai, C., Tsao, T.- C., Levin, M., and Schechter, M., 2003, ''Using Camless Valvetrain for Air Hybrid Optimization,' SAE Paper No. 2003-01-0038
[3] Fazeli, A., Khajepour, A., Devaud, C., and Azad, N. L., 2009, ''A New Air Hybrid Engine Using Throttle Control,' SAE Paper No. 2009-01-1319.
[4]
Dönitz, C., Vasile, I., Onder, C., and Guzzella, L., 2009 , ''Modelling and Optimizing Two- and Four-Stroke Hybrid Pneumatic Engines,' Proc. Inst. Mech. Eng., Part D _J. Automob. Eng._, 223_2_, pp. 255 ''280.
[5]
Trajkovic, S., Tunestal, P., and Johansson, B., 2 009, ''Simulation of a Pneumatic Hybrid Powertrain With VVT in GT-Power and Comparison With Experimental Data,' SAE Paper No. 2009-01-1323.
[6]
Wang, X., Tsao, T.-C., Tai, C., Kang, H., and B lumberg, P. N., 2009, ''Modeling of Compressed Air Hybrid Operation for a Heavy Duty Diesel Engine,' ASME J. Eng.
Gas Turbines Power, 131_5_, p. 052802.
[7]
Dönitz, C., Vasile, I., Onder, C., and Guzzella, L., 2009, ''Realizing a Concept for High Efficiency and Excellent Driveability: The Downsized and Supercharged Hybrid
Pneumatic Engine,' SAE Paper No. 2009-01-1326.
[8] Guzzella, L., and Sciarretta, A., 2007, Vehicle Propulsion Systems, 2nd ed.Springer- Verlag, Berlin
[9] Vasile, I., Dönitz, C., Voser, C., Vetterli, J., Onder, C., and Guzzella, L., 2009, ''Rapid Start of Hybrid Pneumatic Engine s,' IFAC Workshop on Engine and Powertrain Control, Simulation and Modeling.
[10] Dönitz, C., Vasile, I., Onder, C., and Guzzella, L., 2009, ''Dynamic Programming for Hybrid Pneumatic Vehicles,' Proceedings of the 28th American Control
Conference, pp. 3956 ''3963.
[11] Denger, D., and Mischker, K., 2005, ''The Electro-Hydraulic Valvetrain System EHVS System and Potential,' SAE Paper No. 2005-01-0774.
[12]
Guzzella, L., and Onder, C. H., 2004, Introduction to Modeling and Control of Internal Combustion Engine Systems, Springer, Berlin
[13]
Soltic, P., and Guzzella, L., 2000, ''Optimum SI Engine Based Powertrain Systems for Lightweight Passenger Cars,' SAE Paper No. 2000-01-0827.
62 [14] Energie Schweiz, and Bundesamt für Energie _BFE_, 2009, Verbrauchskatalog '' Fahrzeugliste mit Verbrauchsangaben Touring Club Schweiz TCS and
EnergieSchweiz
[15]
Schechter, M. M., 1999, ''New Cycles for Automobile Engines,' SAE Paper No. 1999-01-0623
[16]
Schechter, M. M., 2000, ''Regenerative Compression Braking A Low Cost Alternative to Electric Hybrids,' SAE Paper No. 2000-01-1025
[17] Tai, C., Tsao, T. C., Levin, M. B., Barta, G., and Schecther, M. M., 2000, ''Using Camless Valvetrain for Air Hybr id Optimization,' SAE Paper No. 2003-01-0038.
[18] Andersson, M., Johansson, J., and Hultqvis t, A., 2000, ''An Air Hybrid for High Power Absorption and Discharge,' SAE Paper No. 2005-01-2137.
[19] Trajkovic, S., Tunestal, P., Johansson, B., Carlson, U., and Hoglund, A., 2007, ''Introductory Study of Variable Valve Actuation for Pneumatic Hybridization,' SAE
Paper No. 2007-01-0288.
[20]
'engel, Y. A., and Boles, M. A., 1994, Thermodynamics: An Engineering Approach, 2nd ed., McGraw-Hill, New York.
[21] Hsieh, J. S., 1993, Engineering Thermodynamics, Prentice-Hall, Englewood Cliffs, NJ. 63 BIBLIOGRAFIA ' ASME Journal, The American Society Of Mechanical Engineers: www.asme.org o Christian Dönitz, Christoph Voser, Iulian Vasile, Christopher Onder, Lino Guzzella, 2011 Validation of the Fuel Saving Potential of Downsized and Supercharged Hybrid Pneumatic Engines Using Vehicle Emulation Experiments. o Xiaoyong Wang, Tsu-Chin Tsao, Chun Tai, Paul N. Blumberg, 2009 Modeling of Compressed Air Hybrid Operation for a Heavy Duty Diesel Engine. o Qihui Yu, Maolin Cai, Yan Shi, Chi Yuan, 2015 Dimensionless Study on Efficiency and Speed Characteristics of a Compressed Air Engine. ' Dott. Ing. Cyril Negre, Responsabile ufficio tecnico MDI, 2012 Commenti e risposte ai lettori di Repubblica.it sull'auto ad aria, ' Catalogo Products AirPod MDI. www.mdi.lu
' Catalogo Man''s Lion City Bus: www.mantruckandbus.com
' Servizio di trasporto pubblico AIM Vicenza: www.aimmobilita.it
' Tabulati Enel Energia sul costo kWh: www.enelenergia.it. 64 I APPENDICE Studio Adimensionale sulle Caratteristiche di Efficienza e Velocità del Motore ad Aria Compressa Introduzione Il motore ad aria compressa, chiamato in questo studio con l''acronimo CAE (compressed air engine) utilizza l''energia del ''aria compressa e, trasformandola in energia cinetica meccanica, permette al motore di generare una coppia. Rispetto al motore elettrico, il CAE ha il vantaggio di essere più sicuro, meno costoso, avere un''architettura più semplice, una vita più lunga e idealmente, l''inquinamento che si svilupperebbe per produrre l''aria compressa sarebbe minore. Il CAE in passato non è stato ampiamente utilizzato a causa delle sua bassa efficienza, potenza e densità di energia. Con la tecnologia odierna è possibile realizzare dei serbatoi in fibra di carbonio in grande di contenere aria pressurizzata fino alla pressione di 300 bar e con densità di energia pari a 419,6 kJ/kg che è equivalente alla densità di energia di una batteria al litio. Negli anni sono stati effettuati numerosi studi utilizzando metodi diversi per migliorare l''efficienza del CAE. Per ottenere i parametri principali che influenzano la velocità e l''efficienza, viene presentato uno studio adimensionale, basato su un modello matematico, sul CAE e vengono discussi i risultati della simulazione. II Configurazione Del Cae La figura 1 mostra la struttura dei pistoni del CAE. Per ogni pistone, le sue operazioni sono controllate da un sistema di valvole (indicate dal numero 2, 15 e 16). La camma, (indicata dal numero 2) che è guidata da un meccanismo ad albero a gomito usato per innescare le valvole di aspirazione e di scarico, viene mantenuta per avere una risposta veloce delle valvole. Nella fase di aspirazione, l''aria compressa scorre nel cilindro attraverso le valvole di aspirazione (numero 15) e il pistone (numero 5) è guidato verso il basso; il movimento lineare del pistone viene convertito in moto rotativo da un meccanismo biella manovella (indicato dal numero 6 e 10). Le valvole d''ingresso si chiudono dopo che l''angolo di manovella si è portato ad uno specifico valore; l''aria compressa dentro il cilindro espande e spinge il pistone verso il basso. Quando il pistone si trova vicino al punto morto inferiore, si apre la valvola di scarico in modo che l''aria compressa residua venga scaricata per azione del pistone. La rotazio ne del ''albero a III gomito (indicato dal numero 10) viene trasferita al sistema di valvole grazie ad un treno di ingranaggi (indicati dal numero 13, 14 e 16). Per ottenere un basso coefficiente di attrito, viene applicato un giusto sistema di lubrificazione (indicato dai numeri 11 e 12); è inoltre presente un volano (numero 9) che viene usato per ottenere una velocità regolare. Il sistema del CAE, come mostrato nella figura 2, è composto da un controller, due regolatori, un''unità elettrica di controllo del a pressione, il CAE ed un silenziatore. I principali elementi e le loro funzioni sono stati raccolti nella tabella 1. Il sistema di controllo della pressione in ingresso consiste su un controllore (indicato con il numero 4), due regolatori (1,5), l''unità elettrica (3) ed un sensore di pressione (7). Nomenclatura 𝐴'' = ''''''' '''''''''''''' '''''''' 𝐴' = ''''''''' '''''''' 𝐴''''''' = '''''''''''' ''''''''''''''' ''''''' '' ''''''''''''''' '''''''' 𝐶1, 𝐶2 = '''''''''''''''''''' 𝐷 = '''''''''''''' ''''''' ''''''''''''''' 𝐸 = '''''' '''''''' 𝐺 = '''''' '''''' ''''''' 𝐽 = ''''''''''' '''' ''''''''''''' '''' ''''''''''''''''' 𝐿 = ''''''''''''''''' '''''' ''''''''''' '' = '''''' '''''' '' = '''''' '''' ''''''''' '''''''', ''''' '''''' '''''' '''' ''''''''''''''''' '''''' IV '' = '''''''''''''' '''''''' '' = ''''''' '''''''' ''' = '''''''''''''''''' '''''''''''' (101 '''''') '' = '''''''''''''' '''''''''''' '' = ''''''' '''''''''''' '' = ''''''''''''' '''''''' ''''''''' '''''''''''''''' '''''''''''''''' '' = ''''''''' '''''''''' '' = ''''' '''''''''''' '' = '''''''''' ' = ''''''' '' = '''''''''''''''''' '''' = '''''''''''''''' '''''''''' ''𝐿 = '''''''' '''''''''' '''' = '''''''''''''''''''''' '''''''''' '''''' = '''''''''' '''' ''''' 𝐶𝐴𝐸 ''' = ''''''''''''' '''''''''''''''' '' = ''''''' ''''''' ' = ''''''''''''''''' '''''' '''''''''' ''' = ''''''''''''''''' '''''''''''' '''''''' ''''''''' ''' ''''''''' '' = ''''''''''''''''' '' = ''''''''''''''''' ''''''''''''' ''''''''''''' ''1 = ''''''''''' '''''''''''''' '''''''''' ''2 = '''''''''' '''''''''''''' '''''''''' '' = '''''''''''' ''''''' ''''''''' '' = ''''''''' '''' ''''''''' '''''''''' '''''' ''''''''''''''''' '''''' ''''''''''' '1, '2 = '''''''' '''''''''' '''' ''''''''''' '''''' '''''''''' ''''''''' '' = '''''''''' '''''''' Modello Matematico Basico La figura 3 mostra il modello del CAE in relazione con il carico. Il modello termodinamico matematico si basa sugli studi fatti nel Rif [1]. L''equazione seguente invece deriva dal ''equilibrio Newtoniano alle rotazioni e descrive la dinamica del sistema: '''' '' '''' '' ''𝐿 = 𝐽''' V '''' indica la coppia generata dalla conversione del CAE in energia meccanica durante il processo di lavoro, '''' rappresenta la coppia resistente dovuta al montaggio del pistone e alla piccola coppia resistente p rodotta dal ''asta. ''𝐿 è la Coppia di carico, 𝐽 è il momento d''inerzia dell''albero, dal volano, degli ingranaggi e delle parti rotanti del ''asta connessa. La relazione tra la pressione interna del cilindro '', e la coppia indicata '''' può essere espressa come: '''' = ('' '' ''')𝐴'''𝐺('') dove, 𝐺('') = sin ('' + ') ''''' Con β che può essere espresso come: ' = '''''''1 '''''''('') 𝐿 '' = '' 𝐿 ' Dalla geometria del meccanismo pistone-manovella, lo spostamento del pistone (') può essere dato da: ' = '' + 𝐿 '' 𝐿''''' '' '''''''' Il volume del cilindro può essere ottenuto come: ''('') = ''𝐷2 4 '('') + ''' La coppia resistente '''', è data da '''' = ''''𝐺('')('''''' + ''''''2'')''' 2 Congruentemente con le prestazioni su strada, la coppia di carico può essere espressa come: ''𝐿 = 𝐶1''' 2 + '''2𝐶2 VI Dove, 𝐶1 è il parametro che esprime la resistenza delle operazioni di processo e 𝐶2 il parametro di resistenza durante i fenomeni di accelerazione. La sezione di area effettiva delle valvole di ingresso e scarico possono essere espresse come: 𝐴1 = { '1𝐴''''''' 0 ' '' ' ''1 0 ''''''''' 𝐴2 = { '2𝐴''''''' 0 ' '' ' ''2 0 ''''''''' Se ci fosse del ''altra area extra per supportare il materiale attorno alle valvole non sarebbe considerata in questa formula; in figura 4 tuttavia, viene illustrato il diametro massimo del e valvole di ingresso e scarico in quest''ultimo caso. La massima area effettiva è data da: 𝐴''''''' = ''𝐷2 16 VII Studio Sperimentale Sul Sistema Cae Per verificare la fattibilità del CAE, è stato modificato un prototipo, andando a cambiare il sistema di controllo delle valvole del pistone di un convenzionale motore IC (internal combustion). Dettagli sui parametri specifici del prototipo vengono illustrati nella tabella 2. La piattaforma di test, come si vede in Fig 5, consiste in un regolatore, un serbatoio, un sensore della pressione nel cilindro (4075A, KISTLER), un sensore della pressione in ingresso, un sistema di accoppiamento, un dinamometro di corrente passante, il CAE modificato e un sistema di acquisizione dati. L''aria compressa che esce dal serbatoio, scorre attraverso una conduttura dentro il CAE. Il banco di prova è stato disegnato per misurare i parametri e le performance delle operazioni del CAE, comprese la pressione di ingresso, la velocità angolare e la coppia del CAE stesso. Il traduttore della pressione, inserito nelle tubazioni, restituis ce il valore di pressione all''interno dei condotti. Il sensore di pressione del cilindro è stato istallato sulla testa del cilindro per misurare la pressone interna del cilindro CAE. VIII Nella Fig. 6 vengono mostrate le curve output di coppia e potenza ottenute variando la pressione di ingresso a velocità di rotazione di 300rpm, mentre nella Fig.7 vengono mostrate le curve del a pressione interna del cilindro in funzione del ''angolo di manovella. IX L''esperimento e la simulazione hanno dei risultati con un trend simile. Entrambi presentato delle curve di potenza e coppia che crescono assieme alla pressione di alimentazione con una velocità di rotazione costante. I risultati di coppia e potenza della simulazione sono più alti di quel i del ''esperimento con la stessa pressione e si nota che l''errore cresce con l''aumentare del a pressione stessa: questo accade poiché con l''aumentare di quest''ultima, la dispersione di aria compressa diventa sempre maggiore. E'' chiaro invece, per quanto riguarda le curve di pressione, che i risultati della simulazione sono coerenti con l''esperimento, e questo permette di convalidare ancora di più il modello matematico. La pressione del cilindro può essere ottenuta dalla simulazione, come viene mostrato nella Fig. 7. Anche in questo caso entrambe le curve hanno un trend simile e la ragione principale della differenza tra i due casi sta nella fluttuazione del a pressione di alimentazione e la dispersione dovuta all''attrito tra il pistone e il cilindro. Modello Matematico Adimensionale Per ottenere i parametri principali di velocità ed efficienza, è piuttosto essenziale ricercare le caratteristiche in gioco. I valori di riferimento e le variabili dimensionali sono illustrate nella tabella 3, mentre le formule per il modello matematico si basano sullo studio condotto nel rif 2. X Equazioni energetiche adimensionali Le equazioni energetiche adimensionali sono descritte da: '''''' ''''' = 1 '''' ['''' '' 𝐴 '' '' (1 '' '''') '' ('' '' 1)''''𝐺 2 '' + '''' 1 ''𝐺 1 '' '' ('' '' 1) ''''''''' ''''' '' ''''𝐺1 ''] Dove il parametro di dimensionamento '''' '' , che è il parametro temporale di assestamento della temperatura nel cilindro, è il rapporto tra il tempo di assestamento a temperatura costante '''' e il riferimento temporale ''. Le costanti temporali possono essere espresse come segue: '''' '' = '''' '' '''' = 𝐶'''' ''𝐴' 𝐴'' '' = 2 + 4 ''' 𝐷'' XI Equazione di continuità L''equazione di continuità può essere descritte così: '''''' ''''' = 𝐺'' Equazione di flusso L''equazione di flusso è: 𝐺'' = { '1 𝐵 𝐻 '' '' ''''' '' ''[( ''' '' '' '' ) 2
'' '' ( ''' '' '' '' ) ''+1 '' ] ''' '' '' '' > 0.528 '1 '' '' ''''' '' ''' '' '' '' > 0.528 Dove, 𝐵 = '' 2'' ''('' '' 1) 𝐻 = ( 2 '' + 1 ) '' ''''1 '' 2'' ''('' '' 1) Equazioni dinamiche L''equazione che esprime la dinamica può essere scritta come segue: ''2'' ''(''')2 = ( 1 ''' '') (' '' '' ''''')𝐺('') '' ''[(cos '' + '' cos 2'')'''2]𝐺('') '' 1 '𝐿 '' [𝐶1 '' ( '''' ''''' ) 2 + 𝐶2 '' ''2'' ''(''')2 ] Dove ''' '' = ''' '' ''' = '' 𝐽 '' ' ''𝐴' XII Ed '' è il rapporto del momento d''inerzia definito come segue: '' = '''''' 2 𝐽 Mentre, 𝐶1 '' = 𝐶1 '''𝐴' 𝐶2 '' = 𝐶2 '''𝐴' Equazione di stato '' '''''' = '''''''' Analisi dell''efficienza Ci sono due vie per valutare l''efficienza del CAE. Una riguarda soprattutto l''efficienza tenendo conto della produzione di aria compressa, dello stoccaggio, del trasporto e della trasformazione in energia meccanica. L''atra via riguarda l''efficienza operativa che risulta utile per il disegno, l''ottimizzazione e la valutazione del CAE. Nella presente ricerca viene considerata l''efficienza operativa che può essere a sua volta definita in due modi. La prima riguarda il rapporto tra l''energia ceduta e l''energia richiesta dal CAE rif [3]: '' = 2'''''''''' ''''' La seconda si può scrivere in questa maniera rif.[4] '' = 2'''''''''' '''' In accorto con il rif [5], l''energia disponibile del ''aria compressa può essere calcolata in questo modo: 𝐸 = ''''''''' [ln '' ''' + '' '' '' 1 ( ''1
'''' '' 1 '' ln ''1
'''' )] XIII Che adimensionalmente diventa: 𝐸'' = ''' '' [ln 1 ''' '' + '' '' '' 1 (''1 '' '' 1 '' ln '' 1 '')] In un ciclo, il lavoro uscente del CAE può essere espresso come: '' = ' '''' Ed il lavoro adimensionale diventa '''' = ' ''''''''' L''efficienza energetica del CAE può essere quindi calcolata come segue: '' = 𝐸'' '''' Analisi e simulazione Dalla precedente discussione, si può ottenere che la velocità e l''efficienza adimensionali sono determinate da 14 parametri adimensionale. I valori iniziali di questi 14 parametri si possono vedere nella tabella 4: la simulazione è stata svolta con matlab. XIV La fig 8 mostra il ciclo di lavoro del CAE, mentre la fig 9 rappresenta le grandezze adimensionali di velocità ed efficienza del CAE. Dalla fig 8 si ottiene la relazione tra il volume adimensionale e la pressione adimensionale. Al ''inizio del movimento, poiché la coppia di guida è più grande della coppia di carico, la velocità di rotazione cresce ed in questo momento, la pressione contenuta nel cilindro rimane stabile per tutto il processo di ingresso del ''aria compressa. Con l''aumentare del a velocità di rotazione, la massa di aria compressa entrando nel cilindro fa sì che la pressione interna si riduca e conduca la coppia di guida ad abbassarsi fino a stabilizzarsi sul ciclo di lavoro. Termodinamicamente, il processo di lavoro del CAE, può essere considerato come il processo inverso del lavoro del compressore d''aria a pistoni. La perdita del CAE consiste sulla perdita del ''espansione adiabatiche e le perdite nei processi d''ingresso e di scarico del ''aria. La perdita di energia aumenta con la velocità di lavoro del ''albero a gomito. XV La fig 9 mostra la velocità di rotazione adimensionale del ''albero a gomito durante i processi di lavoro. Quando la coppia in uscita media adimensionale è uguale alla coppia di carico adimensionale, la velocità media tende a stabilizzarsi. Nella figura 9b la curva raffigurata mostra la variazione di efficienza del ''energia durante il processo: la fluttuazione del a velocità di rotazione comporta anche la fluttuazione dell''efficienza del ''energia. Come è noto, 𝐶1 '' e 𝐶 2 '' sono i parametri di resistenza che non possono essere controllati, quindi non viene considerata la relazione tra la resistenza e la velocità nel calcolo del ''efficienza. Congruentemente con il modello matematico descritto in precedenza, mentre alcuni parametri possono essere cambiati, altri devono rimanere costanti. XVI Per valutare le caratteristiche di velocità ed efficienza del CAE si definiscono delle grandezze di velocità angolare del ''albero e di efficienza medie: '''' '''' = ' ''''''' ' 0 ' '''= ' ''''' ' 0 ' La variazione del valore adimensionale di velocità angolare è il rapporto tra il cambio nella velocità angolare media per un parametro e il cambio totale ''''''''''''''' '''''''''''' , per tutti i parametri. La variazione di velocità angolare media per il rapporto tra il raggio di manovella e la lunghezza del ''asta si ricava dal e seguenti equazioni come somma su tutti i parametri. ''''''''''''''' '''''''''''' = '''' '''''' '' ''''''''' + '' ''''''' '''''''' + ''𝐷''''''' ''''''''' + ''' 1''''' ''''''''' + ''' 2''''' ''''''''' + '''' 1''''' '' ''''''''' + '' '''''''''' '''''''''' + ''' ''' ''''''' ''''''''''' + ''' '' ''''''' '''''''''' + ''''''''' '''''''' + '''' 1''''' ''''''''' + '''' 2''''' ''''''''' ''''''''' '''''''' = ''''''''''' '' '''''''''''' '''''''''' '''''''''''''''''''''' ''''' '''' = ''''''''' '''''''' ''''''''''''''' '''''''''''' Dove ''''' è il valore medio de rapporto tra il raggio di manovella e l''asta. Il tasso di cambiamento del ''efficienza è il rapporto tra il cambio del ''efficienza per un parametro e il cambio totale ''''''''''''''' '''''''''''' di efficienza per tutti i parametri definito dal ''equazione precedente. La figura 10 descrive la grandezza del cambio di velocità angolare adimensionale del ''albero a gomito rispetto i proprio parametri. XVII Si può vedere dalla figura 10 che: ' La velocità angolare è influenzata significativamente dal parametro inerziale ' '' '', dal ''angolo ''1, dalla pressione di scarico adimensionale ''''' e dal fattore scalare delle valvole di scarico '2. Il tasso di cambio della velocità angolare media per i 4 parametri sono rispettivamente 0.1168, 0.2652, 0.108 e 0.1738. ' La velocità angolare media è leggermente influenzata dal tempo di assestamento della temperatura '''' '' , dal diametro del pistone 𝐷'' e dal rapporto tra il raggio del ''albero a gomiti e la lunghezza ''. ' L''efficienza del ''energia è influenzata significativamente dal a pressione di scarico adimensionale ''' '' , dal ''angolo di durata d''ingresso ''1 e dal volume adimensionale del cilindro ''' ''. Il tasso di cambio per i tre parametri sono rispettivamente 0.4857, 0.1457 e 0.1394. ' L''efficienza del ''energia è estremamente influenzata dal parametro adimensionale inerziale ''' '', dal rapporto del momento di inerzia '', dalla temperatura di assestamento '''' '' , dal fattore scalare del a valvola d''ingresso ' 1, dal diametro del pistone 𝐷'' e dal rapporto λ. In sintesi, la velocità angolare e l''efficienza sono principalmente determinate dal parametro inerziale, dal ''angolo d''ingresso, dal a pressione di scarico, dal fattore scalare delle valvole di scarico e dallo spazio nel cilindro. Gli altri parametri possono essere trascurati e in tal modo lo studio sull''ottimizzazione del CAE può essere semplificato sulla base del ''analisi del ''influenza dei cinque parametri adimensionali per la stima della velocità angolare e del ''efficienza. XVIII La relazione tra la velocità angolare con il parametro d''inerzia, l''angolo d''ingresso, la pressione di scarico e il fattore scalare della valvola di scarico viene mostrata nei risultati ottenuti nel a Fig 11, mentre quella inerente all''efficienza del ''energia è riportato in Fig 12. XIX Da queste figure si può ricavare che: ' La velocità angolare adimensionale decresce con la crescita del parametro d''inerzia. La ragione sta nel fatto che la crescita di quest''ultimo rappresenta l''aumento del momento d''inerzia dell''albero, del volano, degli ingranaggi principali e della biella rotante. ' La velocità angolare adimensionale cresce con l''angolo d''ingresso: quando questo è maggiore di 1.57, la velocità media rimane costante. La ragione sta nel fatto che per angoli minori di 1.57 il flusso di aria entrante diminuisce e quindi anche la coppia che si ottiene. Tuttavia se l''angolo è maggiore di 1.57, l''aria compressa nel cilindro non viene del tutto utilizzata e questo porta ad una pressione più alta nel cilindro bloccando il movimento del pistone e riducendo quindi la velocità angolare. ' Quando la pressione di scarico è minore di 0.07, la velocità media rimane circa costante, mentre quando è maggiore la velocità tende a decrescere drasticamente. ' La velocità cresce con il fattore scalare della valvola di scarico: questo accade poiché quando se il fattore scalare cresce, l''aria compressa nel cilindro non viene ostruita nell''uscire. XX ' L''efficienza media cresce con l''aumentare del a pressione di scarico. La ragione principale è che quando quest''ultima cresce, l''aria compressa può espandere completamente. ' L''efficienza media decresce con la crescita del ''angolo d''ingresso. Questo accade poiché con un angolo maggiore entra un flusso d''aria più sostanzioso nel cilindro non potendo espandere completamente. ' L''efficienza media diminuisce con l''aumento del a cilindrata poiché, principalmente questo comporterebbe un maggiore flusso d''aria al cilindro non producendo un output di energia. XXI Riferimenti Appendice [1] Yu, Q., Cai, M., Shi, Y., and Fan, Z., 2014, ''Optimization of the Energy Efficiency of a Piston Compressed Air Engine,' Strojni_ski vestnik-J. Mech. Eng., 60(6), pp. 395''406.

[2] Kagawa, T., 19 85, ''Heat Transfer Effects on the Frequency Response of a Pneumatic Nozzle Flapper,' ASME J. Dyn. Syst. Meas. Control, 107(4),pp. 332''336
[3] Huang, C.-Y., Hu, C.-K., Yu, C.-J., and Sung, C.- K., 2013, ''Experimental Investigation on the Performance of a Compressed- Air Driven Piston Engine,' Energies, 6(3), pp. 1731 ''1745. [4] Shen, Y.-T., and Hwang, Y.- R., 2009, ''Design and Implementation of anAir-Powered Motorcycles,' Appl. Energy, 86(7''8), pp. 1105''1110.

[5] Cai, M., Kawashima, K., and Kagawa, T., 2006, ''Power Assessment of Flowing Compressed Air,' ASME J. Fluids Eng., 128(2), pp. 402''405.


© Eiom - All rights Reserved     P.IVA 00850640186