1. Università degli Studi di Napoli Federico II
Facoltà di Ingegneria
Corso di Laurea in Ingegneria Meccanica
Dipartimento di Ingegneria Meccanica per l’Energetica
Elaborato di Laurea:
Relatore: Candidato:
Ch.mo Prof. Ing. Carmine Monti
Alfredo Gimelli Anno Accademico 2010/2011 Matr. 535/2160
2. Università degli Studi di Napoli Federico II
Sommario
OBIETTIVO LAVORO
APPROCCIO MODELLISTICO
TARATURA MODELLO
CONCLUSIONI
7. Università degli Studi di Napoli Federico II
TARATURA MODELLO
Si è scelto allora per FCD un valore
medio pari a 0.4.Inoltre per la taratura
della portata d’aria si è valutato il
valore ottimale delle lunghezze dei
travasi che presentavano incertezze
geometriche nella modellazione
monodimensionale.
13. Università degli Studi di Napoli Federico II
TARATURA MODELLO
𝑑𝑚 𝑏
𝑑𝑡 𝑇
= 𝜌 𝑢 𝐴 𝑇 𝑆 𝐿 𝐴 𝑇 = 𝐴 𝐿
𝐴 𝑇
𝐴 𝐿
𝐴 𝑇
𝐴 𝐿
=
𝐿 𝑚𝑎𝑥
𝐿 𝑚𝑖𝑛
𝐷3−2
∙ 1 + 𝐾 𝑎𝑙
𝑢′
𝑆 𝐿
14. Università degli Studi di Napoli Federico II
TARATURA MODELLO
1. Cp regola l’aliquota di energia cinetica trasferita dal campo di moto principale
al microcampo turbolento;
2. Cd regola l’aliquota di energia cinetica del microcampo turbolento
dissipata in calore;
3. Cl regola il valore della macroscala di turbolenza
4. Costante di wall-combustion che regola la velocità di combustione nella
fase di wall-combustion
𝐿𝐼= 𝑐𝑙
3
𝑉
P
P
t
K
cP
D
D
t
k
cD
wcbb xx ,
Salve sono il candidato Carmine Monti ed il mio lavoro di tesi riguarda la validazione di un modello termofluidodinamico 1d di un motore ad accensione comandata alimentato a benzina e gas naturale
Il lavoro sarà suddiviso in quattro parti fondamentali:
La prima parte relativa al chiarimento degli obiettivi del lavoro
La seconda relativa all’approccio modellistico moderato
La terza parte invece metterà in evidenza i vari accorgimenti effettuati per tarare il modello
Ed infine le conclusioni
L’obiettivo del lavoro è quello di sviluppare un modello termofluidodinamico capace di simulare il comportamento del motore due tempi morini AH50L
Una costruito lo schema si è passati alla sua taratura,cioè all’assegnazione di opportuni valori dei parametri prestabiliti in modo da ottenere dati simulati quanto più prossimi a quelli sperimentali.Le variabili che incidono sul processo sono:……..
I tre fenomeni…..
Un Motore a Combustione Interna è una macchina il cui regime è periodico ma non stazionario, per tale motivo la sua evoluzione nel tempo è analizzata da software di calcolo che si basano su equazioni differenziali instazionarie da integrare numericamente nel tempo. Tali equazioni sono diversamente scritte in base ai particolari approcci modellistici nel nostro caso ci riferiremo ad un modello quasi d- 1d
schematizzazione della valvola a lamellle. Essa è rappresentata con un sistema molla-smorzatore in cui:
Sigma è la coefficiente di smorzamento, K è la costante elastica della molla, m la massa equivalente del sistema e deltaP è la differenza di pressione tra monte e valle della lamella. Le grandezze che più la rappresentano nella schematizzazione del codice di calcolo sono la lunghezza caratteristica ed il coefficiente di efflusso FCD. Il valore del primo è stato scelto pari a 10.5, essendo, tale valvola, composta da tre lamelle da 3.5 cm.
Il coefficiente di efflusso FCD,calcolato con l’ipotesi di flusso isoentropico, è da intendersi come un coefficiente di ignoranza, ovvero si “riversano” tutte le incertezze del modello all’interno di esso. Andando a diagrammare l’andamento del coefficiente di efflusso ottimale in funzione del numero di giri si osserva che i suoi valori ottimali sono compresi in un un range abbastanza ampio che va da 0.25 a 1.2.
Se gli scostamenti riscontrati fossero da attribuire al passaggio del fluido attraverso la valvola lamellare, l’andamento del coefficiente di efflusso ottimale in funzione del numero di giri dovrebbe essere costante, o al più compreso in un range molto limitato. Inoltre ai 7500 giri/min il valore del coefficiente di efflusso ottimale è superiore a 1 e ciò non ha un fondamento fisico, essendo tale coefficiente compreso tra 0 ed 1. Da ciò si deduce che le discrepanze tra i dati sperimentali e simulati della portata d’aria non sono tutti da attribuire al passaggio del fluido attraverso la valvola a lamelle.
In seguito alle modifiche effettuate sulla valvola a lamelle si è ottenuto, ponendo il valore del coefficiente di efflusso pari al valore capace di minimizzare le discrepanze tra i dati simulati e quelli sperimentali, l’andamento della portata in funzione del numero di giri, riportato in figura. Il nuovo andamento della portata d’aria è riportato con il colore blu scuro, mentre con il rosso si indicano i dati sperimentali.
Si è pensato inoltre di intervenire sul modello di calcolo delle perdite meccaniche nel software per ridurre le discrepanze tra i dati simulati e sperimentali riguardanti in primis il rendimento meccanico
In Gt Power la FMEP (friction mean effective pressure) è calcolata tramite la correlazione di Chenn- Flynn
I termini della correlazione Chen-Flynn sono:
Constant part of FMEP: la parte costante dell’espressione che indicheremo con C ed ha le dimensioni di una pressione.
Peak Cylinder Pressure Factor:fattore correttivo del termine relativo al picco di pressione massimo raggiunto 𝑷 𝒎𝒂𝒙 e lo indicheremo con PF .
Mean piston speed Factor: fattore correttivo del termine lineare dipendente dalla velocità media del pistone 𝒗 𝒎𝒑 e lo indicheremo con MPSF.
Mean piston speed squared Factor: fattore correttivo del termine lineare dipendente dal quadrato della velocità media del pistone e lo indicheremo con MPSSF.
Tali costanti una volta definite serviranno al software per calcolare la FMEP con l’espressione seguente:
Essendo però a conoscenza del valore della FMEP grazie ai dati sperimentali di laboratorio si è pensato di implementare all’interno
Del softaware tramite una tabella il valore della grandezza al variare del numero di giri in modo da non doverla calcolare.
Riportiamo ora i grafici relativi al rendimento meccanico indicando con il rosso i dati sperimentali, in blu scuro quelli ottenuti con il calcolo delle perdite meccaniche tramite la relazione già presente in Gt-Power, ed in verde indichiamo i dati ottenuti dalla simulazione con il nuovo modello di attrito.
Facendo uso delle tabelle confrontiamo gli scostamenti massimi tra i dati sperimentali e quelli simulati :
Nella prima tabella abbiamo gli scostamenti calcolati in base al modello delle perdite precedente
Nella tabella successiva invece abbiamo gli scostamenti ottenuti in base alla simulazione lanciata con il nuovo modello delle perdite meccaniche. Osserviamo che nella quasi totalità dei casi la modifica ha portato miglioramenti tranne che per l’alimentazione a gas naturale magrissimo, che tuttavia presenta un andamento comunque più affine soprattutto ai bassi regimi.
L’esigenza di ottenere risultati della simulazione più affini ai dati sperimentali principalmente in relazione alla valutazione delle pressioni istantanee nel cilindro, ha suggerito di implementare un nuovo modello di combustione all’interno del codice.
La funzione di Wiebe, comunemente utilizzata per simulare il processo di rilascio del calore durante la combustione nei motori ad accensione comandata ha la seguente espressione
Dove xb è la frazione di combustibile bruciato, teta0: angolo d’inizio combustione;
teta: angolo di durata della combustione;
a, m: costanti di taratura.
assegnando la legge secondo la quale il combustibile brucia si rinuncia al
carattere predittivo del modello, in quanto la combustione non può essere influenzata da una variazione della velocità di rotazione ad esempio e quindi non c’è legame tra combustione e il regime di moto del cilindro.
Alla luce delle considerazioni fatte si può affermare quindi che il modello Wiebe impone la legge di rilascio calore e quindi non tiene conto della variabilità della frazione di gas incombusti che si ha ad ogni ciclo.
Si può pensare quindi che tale imposizione è responsabile delle discrepanze osservate nei grafici delle pressioni istantanee tra i dati simulati e quelli sperimentali in quanto la presenza dei gas incombusti gioca un ruolo fondamentale sulle cadute di pressione all’interno del cilindro
13.Si è proceduto implementando nel codice un modello di combustione turbolento con geometria frattale del fronte di fiamma elaborato dal DiMe dal gruppo del prof.Bozza.Esso prevede la distinzione all’interno del cilindro della zona combusta dalla zona incombusta e per ognuna delle due zone si scrivono le equazioni di bilancio di massa e di energia integrandole nelle incognite massa e temperatura.E necessario però determinare la velocità di combustione. A tal proposito si possono distinguere quattro momenti diversi:
fase di formazione del kernel
propagazione laminare del fronte di fiamma
propagazione turbolenta del fronte di fiamma
fase di wall combustion
Per la fase di formazione del kernel non si calcola la velocità di combustione ma essa viene schematizzata con un tempo caratteristico detto IGNITION DELAY. Per la fase di propagazione laminare vediamo ke nell’espressione occore determinare densità della miscela della zona incombusta,area laminare del fronte di fiamma,velocità laminare del fronte di fiamma. mentre per la velocità propagazione turbolenta del fronte di fiamma occorre determinare anche l’area turbolenta del fronte di fiamma, o meglio posto nella seconda forma il rapporto tra l’area turbolenta e quella laminare. A tale scopo ci serviremo della geometria frattale
L’analisi parametrica del modello di combustione frattale è stata effettuata con metodo iterativo agendo sui seguenti parametri di taratura: ...
I valori iniziali di tali parametri sono quelli calcolati dal gruppo di lavoro del DIME in base però ad un’altra tipologia di motore diversa dal motore in questione
Per cui è si è ritenuto opportuno iterare tali valori , facendo variare a turno ogni variabile elencata mantenendo inalterate le restanti, in maniera tale da ottimizzare la pressione massima nel cilindro.
Si noti che anche questi calcoli sono stati eseguiti per la sola alimentazione benzina e che si è proceduto con li stessi valori delle costanti anche con le altre condizioni di prova cambiando solo le caratteristiche del combustibile.
Proprio perché le costanti sono state tarate per l’alimentazione benzina riportiamo prima i grafici delle pressioni istantanee nel cilindro per le alimentazioni a gas naturale con i diversi valori di lambda in particolare si sono riportati i casi più significativi con i relati vi scostamenti massimi, ricordando che i risultati relativi al nuovo modello di combustione sono visibili con il colore violetto mentre quelli sperimentali sono in rosso e quelli relativi al modello di combustione basato sulla legge di rilascio calore di Wiebe in verde:-------GRAFICI.
Passiamo ora ai grafici relativi al combustibile gas naturale con miscela magra, osservando che l’assegnazione dei colori delle curve è rimasta invariata
Facendo uso delle tabelle notiamo che per i casi in considerazione la seconda tabella ovvero quella relativa al modello di combustione frattale presenta degli scostamenti ridotti.
Il discorso si ripete anche per la miscela magrissima notiamo però che man mano che ci allontaniamo dai valori dela rapporto di equivalenza della benzina lambda gli scostamenti percentuali dai valori sperimentali aumentano;
Infine riportiamo i grafici relativi al combustibile benzina con i relativi scostamenti e notiamo anche qui i miglioramenti apportati
Dal modello di combustione frattale.Si noti che il miglioramento nel caso benzina è meno evidente proprio perché il modello di base di simulazione aveva già subito una discreta taratura per tale alimentazione pur senza introdurre la geometria frattale
Sono già stati fatti cenni in precedenza sulle difficoltà che si incontrano nelle operazioni di taratura quando si effettuano modifiche mirate per ottimizzare la valutazione di una grandezza, in sostanza il problema sorge quando ci si accorge che attraverso una modifica mirata come ad esempio nel nostro caso il modello di combustione si migliorano si le valutazioni di alcune grandezze, nel caso pressioni istantanee nel cilindro, ma si aumentano di nuovo i discostamenti su altre grandezze ridotti in precedenza con opportune modifiche,nel nostro caso il discorso è riferito al rendimento meccanico che con l’implementazione del modello d’attrito aumenta i suoi discostamenti rispetto ai dati sperimentali….si osservino a tal proposito i seguenti grafici e le tabelle che mettono chiaramente in evidenza gli aumenti degli scostamenti.
…………..
Abbiamo visto come le singole modifiche abbiano portato benefici di taratura per ognuna delle grandezze direttamente interessate, ma allo stesso tempo si è osservato che la singola modifica interviene spesso anche su grandezze diverse da quelle desiderate proprio come è successo per il rendimento meccanico con l’implementazione del nuovo modello di combustione, la soluzione ottimale che dia un equilibrio di taratura può essere ricercata con metodi di ottimizzazione…….
