ITTO20130637A1

ITTO20130637A1 - Circuito idraulico associato ad un motore a combustione interna

Info

Publication number: ITTO20130637A1
Application number: IT000637A
Authority: IT
Inventors: Cinzia Cipollone; Giulio Contaldi; Alessandro Ventura
Original assignee: Enea Mattei Spa; Umbra Meccanotecnica; Sei Servizi Per L Economia E Per L Ingegneria Sr
Priority date: 2013-07-29
Filing date: 2013-07-29
Publication date: 2015-01-30
Also published as: EP3027861A1; US20160169082A1; CN105637191A; CN105637191B; WO2015015426A1

Description

DESCRIZIONE

del brevetto per invenzione industriale dal titolo:

“CIRCUITO IDRAULICO ASSOCIATO AD UN MOTORE A COMBUSTIONE INTERNA”

La presente invenzione si riferisce ad un circuito idraulico associato ad un motore a combustione interna.

Il raffreddamento del motore è oggetto di grande attenzione da parte dei costruttori in quanto è in grado di contribuire in modo significativo alla riduzione dei livelli di inquinanti primari.

I limiti di emissioni sono definiti in ambito europeo dalla sequenza delle normative Euro 1-2-3-4-5-6 per i veicoli per il trasporto passeggeri ed Euro I-II-III-IV-V per il trasporto pesante.

La valutazione dei suddetti limiti, per i veicoli leggeri, prevede l’esecuzione di una missione con un profilo di velocità prefissato in funzione del tempo, a partire dalla condizione di motore freddo (ciclo NEDC).

Nell’esecuzione del suddetto ciclo, il motore arriva a regime termico in un intervallo di tempo che è pari a circa 2/3 del tempo complessivo di prova (1200 s). Gran parte della prova è quindi eseguita con motore non ancora a regime, e quindi in condizioni svantaggiose per i livelli di emissioni.

Un riscaldamento (warm-up) rapido del motore all’avviamento consente una sensibile riduzione delle emissioni; tale riduzione è particolarmente significativa, per quanto detto sopra, in quanto condiziona favorevolmente la determinazione delle emissioni secondo le normative vigenti.

Le più recenti limitazioni introdotte nel settori dei motori riguardano le emissioni di CO2, strettamente correlate con il consumo di combustibile

Un più rapido riscaldamento del motore favorisce anche una riduzione dei consumi per diverse ragioni, tra cui la riduzione della potenza assorbita negli attriti per effetto di un più rapido raggiungimento delle condizioni ottimali di viscosità dell’olio lubrificante.

Un’ulteriore riduzione dei consumi di combustibile può essere ottenuta migliorando il rendimento organico del motore, che implica una riduzione della potenza assorbita dagli organi ausiliari del motore stesso. Tra questi, la pompa del fluido di raffreddamento (normalmente denominata “pompa acqua”) ha un ruolo significativo.

Per la circolazione del fluido di raffreddamento, viene normalmente utilizzata una pompa centrifuga, la quale è dimensionata per avere il massimo rendimento in condizioni di massima potenza del motore alla quale corrisponde la massima potenza termica da asportare. Quando la pompa è trascinata a velocità più basse, quali quelle tipiche del ciclo di omologazione ma anche della maggior parte delle condizioni di funzionamento reale del veicolo, soprattutto in ambito urbano, il rendimento è inferiore e la potenza assorbita dalla pompa diventa significativa per i consumi.

Scopo della presente invenzione è la realizzazione di un circuito idraulico associato ad un motore a combustione interna che consenta di ottenere vantaggi energetici almeno nella fase di riscaldamento del motore.

Il suddetto scopo è raggiunto da un circuito secondo la rivendicazione 1.

Per una migliore comprensione della presente invenzione viene descritta nel seguito una forma preferita di attuazione, a titolo di esempio non limitativo e con riferimento ai disegni allegati, nei quali:

la figura 1 è uno schema di una prima forma di attuazione di un circuito idraulico secondo la presente invenzione;

la figura 2 è una vista in elevazione laterale di una pompa del circuito di figura 1;

la figura 3 è una sezione secondo la linea III-III della figura 2;

la figura 4 è una vista prospettica esplosa di un rotore della pompa di figura 2;

la figura 5 è un grafico illustrante curve caratteristiche del circuito di figura 1;

la figura 6 è un grafico illustrante l’andamento del rendimento della pompa di figura 2, in funzione della pressione di esercizio, in due condizioni operative del circuito di figura 1;

la figura 7 è un grafico illustrante l’andamento della portata della pompa di figura 2 al variare della velocità di rotazione;

la figura 8 è un grafico illustrante l’andamento della portata di una pompa centrifuga convenzionale al variare della velocità di rotazione;

la figura 9 è un grafico illustrante l’extra-portata resa disponibile dalla pompa di figura 2 rispetto ad una pompa convenzionale, al variare della velocità del motore; e

la figura 10 è uno schema di un’ulteriore forma di realizzazione del circuito dell’invenzione.

Con riferimento alla figura 1, è indicato nel suo complesso con 1 un circuito idraulico associato ad un motore a combustione interna M, particolarmente per un autoveicolo.

Il circuito 1 comprende essenzialmente un circuito principale 2 di raffreddamento, parzialmente illustrato, ed un circuito ausiliario 3 collegato in derivazione al circuito di raffreddamento principale 2, anch’esso parzialmente illustrato.

Il circuito principale 2 comprende essenzialmente una pompa 4 di circolazione del fluido di raffreddamento (nel seguito “fluido” per brevità) ed un radiatore 5. Il circuito principale 2 comprende inoltre una valvola termostatica o termostato, di tipo convenzionale e non illustrata, la quale è configurata in modo da assumere due posizioni in funzione della temperatura del fluido: una posizione chiusa al di sotto di una temperatura di soglia (cioè a “motore freddo”), con la quale il fluido viene ricircolato tra la pompa 4 e il motore M senza inviarlo al radiatore 5 per favorire il rapido raggiungimento di una condizione di regime termico, ed una posizione aperta, quando la temperatura del fluido supera il suddetto valore di soglia, che consente la circolazione del fluido attraverso il radiatore 5.

Il circuito principale, del quale è illustrata soltanto una porzione, può essere di qualsiasi tipo e comprendere, oltre al radiatore 5, altri scambiatori di calore quali ad esempio un riscaldatore per l’aria immessa nell’abitacolo, uno scambiatore per il raffreddamento dei gas EGR, ecc.

Secondo una caratteristica della presente invenzione, la pompa 4 è una pompa rotativa volumetrica e preferibilmente, ma non necessariamente, una pompa a palette.

Secondo una forma di attuazione preferita dell’invenzione, la pompa a palette 4 è realizzata come illustrato nelle figure da 2 a 4 e comprende, in particolare, un involucro 6 definente una cavità 7 cilindrica di asse A, ed un rotore 8 cilindrico montato eccentrico nella cavità 7 e girevole solidalmente con un albero 14 intorno ad un proprio asse B. Il rotore 8 presenta quattro palette 9 radiali a 90°, atte a cooperare sostanzialmente a tenuta con le pareti della cavità 7 per delimitare con esse quattro vani 10 a volume variabile con la rotazione del rotore 8.

L’involucro 7 è inoltre provvisto di una luce di aspirazione 11 e di una luce di mandata 12, diametralmente opposte tra loro, con le quali i vani 10 comunicano ciclicamente.

Come è chiaramente visibile in figura 4, le palette 9 a due a due opposte sono definite integralmente da un unico elemento 15 montato scorrevole in una rispettiva feritoia 16 diametrale del rotore 8.

Il circuito ausiliario 3 (Fig. 1) è collegato in derivazione al circuito principale 2 tramite un’elettrovalvola 20 a tre vie, due posizioni disposta nell’esempio illustrato immediatamente a valle della pompa 4 (figura 3).

Il circuito ausiliario 3 comprende un primo scambiatore di calore 21 nel quale il fluido scambia calore con (assorbe calore da) un primo fluido 23 a temperatura più elevata, disponibile già a motore freddo, ed una secondo scambiatore 22 nel quale il fluido scambia calore con (cede calore a) un secondo fluido 24 a temperatura più bassa che si intende portare a regime termico il più rapidamente possibile.

Secondo una prima forma preferita di attuazione, il primo fluido 23 è costituito dai gas di scarico del motore M, ed il secondo fluido 24 è costituito dall’olio motore; in alternativa, anziché dall’olio motore il secondo fluido 24 può essere costituito da aria immessa nell’abitacolo.

Per meglio comprendere l’invenzione e favorire il confronto con l’arte nota, si riportano in figura 5, con riferimento ad una pompa rotativa volumetrica a palette dimensionata per produrre una portata volumetrica desiderata Qdes=100 l/min ad una velocità di rotazione di ωdes= 1000 RPM con una prevalenza di progetto pari a ∆pdes=1bar:

a) le curve caratteristiche della pompa 4 in un campo di velocità di rotazione da 100 RPM a 1200 RPM (linea tratteggiata);

b) le curve caratteristiche del circuito principale 3 a termostato aperto (linea continua) e chiuso (linea tratto-punto);

c) punti di lavoro A-M caratteristici di un ciclo di omologazione con una pompa centrifuga di tipo convenzionale.

Per ciascuno dei suddetti punti di lavoro, nella tabella seguente sono riporti i valori di differenza di pressione ∆p e portata Q, nonché dati di confronto tra una pompa centrifuga convenzionale e la pompa a palette della presente invenzione, ed in particolare:

a. la velocità di rotazione ω;

b. la potenza P;

c. il rendimento η

(i valori relativi alla pompa centrifuga convenzionale sono contrassegnati dal pedice C e quelli della pompa volumetrica a palette dal pedice V)

Punto ∆p Q ωCωVPCPVηCηV[bar] [l/min] [RPM] [RPM] [W] [W]

A 0.18 18 2000 200 35,6 20,9 0.15 0.26 B 0.41 27.5 3000 315 87 56,4 0.22 0.33 C 0.73 38.5 4000 400 189 123 0.25 0.38 D 1.14 48 5000 521 341 230 0.27 0.40 E 1.64 59.1 6000 639 593 384 0.27 0.42 F 0.16 36 2000 347 37 40 0.26 0.24 G 0.36 57 3000 557 89 131 0.39 0.26 H 0.65 76 4000 744 210 268 0.40 0.31 I 1.1 96 5000 935 379 505 0.42 0.32 L 1.47 116.5 6000 1148 653 836 0.44 0.34

E’ immediatamente evidente, a termostato chiuso, il maggior rendimento della pompa rotativa volumetrica (a palette nell’esempio) rispetto ad una pompa centrifuga convenzionale. A termostato aperto ed alle alte portate il rendimento della pompa centrifuga è superiore, ma essendo in quelle condizioni molto elevata la potenza del motore, il maggior assorbimento di potenza da parte della pompa a palette è trascurabile.

Ai fini dell’ulteriore vantaggio generato da una pompa volumetrica rotativa, è di interesse osservare quanto segue.

La velocità di rotazione della pompa volumetrica rotativa viene determinata in relazione alla portata massica necessaria per raffreddare il motore; tale valore di portata va considerato come necessario per assicurare il raffreddamento del motore, ed è lo stesso che dovrebbe essere fornito da una pompa di circolazione centrifuga di tipo convenzionale.

Se si individua con Vintil volume geometrico in aspirazione della pompa rotativa volumetrica (definito unicamente dalla geometria della macchina), la portata volumetrica geometrica sarà:

V<V>⋅ ω ⋅

geom=<int n>(1)

60

avendo indicato con ω la velocità di rotazione della pompa in giri/minuto e con n il numero di vani caratteristico della macchina (pari al numero delle palette in una macchina rotativa a palette).

Come è noto, la pressione del fluido viene fissata dalle caratteristiche volumetriche del circuito di valle che, essendo caratterizzato da una curva caratteristica che definisce le perdite di carico in funzione della portata, pressurizzerà il fluido in mandata dalla pompa: per tale ragione, la pressione di mandata sarà sempre garantita dal circuito del motore a parità di valore di portata.

In realtà, all’aumentare della pressione di mandata, aumentano i ricircoli di fluido tra i vani adiacenti della pompa rotativa volumetrica per cui la portata fluidodinamica (Vfluo) tende ad essere diversa dalla portata geometrica espressa dall’Equazione 1. Tale effetto è quantificato nel rendimento volumetrico della pompa rotativa volumetrica che si mantiene, comunque, sempre sufficientemente alto (vedi ad esempio, Figura 6).

Tenendo conto dei dati relativi al rendimento volumetrico, si può definire una legge di controllo della velocità di rotazione della pompa rotativa volumetrica. Una legge che corrisponde alla situazione reale in discussione è quella riportata in Figura 7, ove la curva superiore è relativa alla condizione a termostato aperto e quella inferiore alla condizione di termostato chiuso.

La retta “intermedia” rappresenta un valore medio che può essere ritenuto ben approssimante delle due curve.

E’ quindi possibile osservare che la portata erogata dalla pompa rotativa volumetrica è unica (indipendente dalla posizione del termostato e, quindi, dalle perdite di carico del circuito) e linearmente variabile (come si evince dall’Equazione 1) con la velocità di rotazione della pompa stessa. Nel caso, invece, della pompa centrifuga secondo lo stato dell’arte la portata dipende dalla posizione del termostato in quanto il punto di lavoro è definito dall’equilibrio tra la curva caratteristica del circuito (che si modifica) e quelle della pompa. In figura 8 sono riportate, in funzione della velocità di rotazione della pompa – meccanicamente collegata al motore termico – le portate che corrispondono ad un circuito idraulico con il termostato aperto e chiuso: la maggiore permeabilità idraulica del circuito a termostato aperto fa sì che a parità di velocità di rotazione della pompa le portate circolanti siano maggiori.

Il confronto fra la figura 7 e la figura 8 evidenzia che a termostato chiuso (cioè durante la fase di riscaldamento del motore), la pompa a palette regolata in velocità (come illustrato in Figura 7: per una definita portata di fluido di raffreddamento si individua un’unica velocità di rotazione della pompa) produce a termostato chiuso una “extra portata” rispetto alle necessità di raffreddamento del motore. Questa extra portata è rappresentata, nel caso in esame ma con validità generale, dai valori riportati in Figura 9.

La stessa figura evidenzia la possibilità di vincolare la velocità di rotazione della pompa rotativa volumetrica a quella del motore tramite un rapporto di rotazione fisso (5:1).

Tornando ora allo schema di figura 1, si comprende dalla trattazione precedente come l’impiego di una pompa rotativa volumetrica, e particolarmente una pompa a palette, in luogo di un pompa centrifuga convenzionale rende disponibile un’extra portata di fluido di raffreddamento che, attraverso l’elettrovalvola 20, può essere utilizzata nel circuito ausiliario 3, durante la fase di warm-up del motore, per asportare calore dai gas di scarico del motore (che vanno a regime molto rapidamente) e utilizzare tale calore è per preriscaldare l’olio motore o l’aria immessa nell’abitacolo.

In figura 10 è illustrata una variante del circuito ausiliario 3, nella quale l’extra portata, prima di raggiungere lo scambiatore 21, viene fatta circolare attraverso un terzo scambiatore 25 ove si trova in scambio termico con l’aria compressa 26 di sovralimentazione del motore 2.

Claims

RIVENDICAZIONI 1. Circuito idraulico (1) associato ad un motore (M) a combustione interna e comprendente un circuito principale (2) di raffreddamento del motore (M) provvisto di una pompa (4) di circolazione di un fluido di raffreddamento, caratterizzato dal fatto che la pompa (4) è una pompa volumetrica rotativa generante, almeno durante un transitorio di riscaldamento del motore (M), una portata maggiore di quella necessaria per il raffreddamento del motore (M) e dal fatto di comprendere un circuito ausiliario (3) in derivazione al circuito principale e selettivamente collegabile ad esso mediante mezzi a valvola (20), detti mezzi a valvola (20) essendo configurati per inviare al detto circuito ausiliario (3), almeno durante il detto transitorio di riscaldamento del motore (M), almeno una frazione della portata di fluido di raffreddamento pompata dalla pompa (4), detto circuito ausiliario (3) comprendendo almeno un primo scambiatore di calore (21) in cui il fluido di raffreddamento assorbe energia termica da un primo fluido (23; 26) a temperatura più elevata, ed almeno un secondo scambiatore di calore (22) in cui il fluido di raffreddamento cede energia termica ad un secondo fluido (24) a temperatura più bassa.
2. Circuito secondo a rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che il primo fluido (23) è costituito dai gas di scarico del motore.
3. Circuito secondo la rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che il primo fluido (26) è costituito da aria compressa di sovralimentazione del motore.
4. Circuito secondo a rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che il secondo fluido (24) è costituito dall’olio motore.
5. Circuito secondo a rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che il secondo fluido (24) è costituito da aria immessa nell’abitacolo.
6. Circuito secondo una qualsiasi delle rivendicazioni precedenti, caratterizzato dal fatto che la pompa rotativa volumetrica (4) è una pompa a palette.
7. Circuito secondo la rivendicazione 6, caratterizzata dal fatto che la pompa a palette (4) presenta un rotore (8) provvisto di un numero di palette (9) pari e che palette (9) diametralmente opposte tra loro sono realizzate da un unico elemento (15) alloggiato scorrevole in un sede diametrale del rotore (8).
8. Circuito secondo la rivendicazione 7, caratterizzato dal fatto che la pompa (4) comprende quattro palette (8) realizzate, a due a due, da rispettivi elementi (15) alloggiati scorrevoli in una rispettiva feritoia (16) diametrale del rotore.
9. Circuito secondo una delle rivendicazioni precedenti, caratterizzato dal fatto che la pompa (4) è trascinata dal motore (M) con un rapporto di trasmissione fisso.
10. Circuito secondo la rivendicazione 9, caratterizzato dal fatto che detto rapporto di trasmissione è un rapporto di riduzione.
11. Metodo di controllo di un circuito idraulico (1) associato ad un motore (M) a combustione interna, caratterizzato dal fatto di comprendere, durante la fase di riscaldamento del motore, le fasi di: - generare una portata di fluido di raffreddamento mediante una pompa rotativa volumetrica (4) in eccesso rispetto alla portata necessaria per il raffreddamento del motore (M); - utilizzare almeno una frazione della portata pompata dalla pompa (M) per prelevare calore da un primo fluido (23; 26) a temperatura più elevata e cedere calore ad un secondo fluido (24) a temperatura più bassa.
12. Circuito secondo a rivendicazione 11, caratterizzato dal fatto che il primo fluido (23) è costituito dai gas di scarico del motore.
13. Circuito secondo la rivendicazione 11, caratterizzato dal fatto che il primo fluido (26) è costituito da aria compressa di sovralimentazione del motore.
14. Circuito secondo a rivendicazione 11, caratterizzato dal fatto che il secondo fluido (24) è costituito dall’olio motore.
15. Circuito secondo a rivendicazione 11, caratterizzato dal fatto che il secondo fluido (24) è costituito da aria immessa nell’abitacolo.