Studio di massima di un turbocompressore aeronautico ad alto rapporto di compressione

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1 Studio di massima di un turbocompressore aeronautico ad alto rapporto di compressione CANDIDATO Emidio Palestini RELATORE: Chiar.mo Prof. Luca Piancastelli Anno Accademico Sessione III

2 Obiettivi generali della tesi Dimensionamento teorico di un compressore per un gruppo di sovralimentazione destinato ad un motore FIAT Avio 1.9 JTD di specifiche prefissate. Dimensionamento teorico di una turbina da accoppiare al compressore suddetto e sua evoluzione a geometria variabile. Studio di massima al CAD 3D del complesso compressoreturbina evidenziando il meccanismo di azionamento della variazione della geometria.

3 Parametri fondamentali La quota di ripristino è la quota massima a cui l aereo si può spingere senza perdite di potenza. La sovralimentazione compensa la diminuzione della densità dell aria in quota, e quindi della potenza,. Il rapporto di compressione con cui il fluido viene immesso in camera di combustione è direttamente collegato alla quota di ripristino: nei motori Diesel aeronautici il raggiungimento di quote di ripristino accettabili è causa di eccessivi rapporti di compressione a terra.

4 Basi dell approccio progettuale Noti i parametri in ingresso del motore forniti dall azienda, si è fissato il valore del rapporto di compressione di progetto β=6. Si è verificato che questo valore di β garantisce al motore in studio il raggiungimento di una quota di ripristino di poco superiore ai 7000m. Per lo studio fluidodinamico sia del compressore che della turbina è stato adottato l approccio monodimensionale, con successiva introduzione di coefficienti correttivi allo scopo di approssimare il modello alla realtà.

5 Scelta dell approccio progettuale Ricorso a forme costruttivamente semplici ed economicamente accettabili per i vari elementi del compressore. Adozione del metodo dei dischi rotanti per calcolo della resistenza meccanica delle giranti e delle pale annesse si è scelto il. Implementazione dei procedimenti analitici in un foglio di calcolo Excel. Realizzazione del modello CAD 3D della girante mediante il software commerciale Solid Edge.

6 La girante del compressore Nello studio della girante si è imposto a priori di realizzare pale con andamento perfettamente radiale per poter incrementare, per quanto possibile, la velocità di rotazione La progettazione con un approccio monodimensionale, tiene conto della deviazione del flusso (slip) e della separazione della vena(zone wake e jet) con opportuni coefficienti sperimentali reperiti in letteratura.

7 La girante del compressore Soluzioni costruttive per la girante: a)ricavata dal pieno alla macchina utensile b)composta di saldatura Per realizzazione dal pieno si è conformato il canale meridiano in modo semplice, ma di buona efficienza fluidodinamica, modellato al CAD

8 Studio del diffusore del compressore Il diffusore non palettato garantisce semplicità costruttiva e qualità tali da compensare la bassa efficienza e le dimensioni ragguardevoli. Il dimensionamento tramite procedimento analitico punto per punto è stato inserito nel foglio di calcolo Excel. L aggiornamento dei dati della girante influenza direttamente i dati del diffusore

9 Studio della voluta del compressore Scelta della forma rettangolare per la sezione della voluta per semplificare la geometria. Risultando Ma<0,4 lo studio è stato impostato ipotizzando il fluido incomprimibile. Il calcolo fluidodinamico è stato effettuato in due fasi: dimensionamento analitico ipotizzando il fluido non viscoso. correzione dei risultati ottenuti per tener conto della viscosità

10 Studio della turbina Lo studio della turbina è stato effettuato partendo da tre punti fondamentali: Condizioni di temperatura, pressione, densità in uscita dal motore fornite dalla casa produttrice. Noti i parametri geometrici, fisici e prestazionali, del compressore è stata imposta la condizione di autosostentamento del gruppo turbogas relativa alle potenze. Parità della portata in massa lungo tutto il ciclo aperto a meno della massa del combustibile e dei trafilamenti nel compressore, e nella turbina.

11 Diagramma di flusso dello studio Acquisizione dati motore e compressore Definizione specifiche di progetto Scelta dell approccio progettuale Determinazione salto entalpico e numero degli stadi Calcolo dei triangoli delle velocità nelle palettature Dimensionamento palettamenti rotorici e raddrizzatore Dimensionamento ugelli statorici Verifica della resistenza meccanica delle palettature rotoriche Ugelli statorici a geometria variabile, prestazioni e meccanismi Valutazione delle sollecitazioni da azioni fluidodinamiche Valutazione delle sollecitazioni da forze centrifughe

12 Dimensionamento dei palettamenti Si è dimensionato prima la girante, viste le notevoli sollecitazioni cui è sottoposta, a seguire gli ugelli statorici di distribuzione. Sono risultati necessari due stadi per sfruttare il salto entalpico necessario a trascinare il compressore. I calcoli fluidodinamici e lo studio dei triangoli delle velocità sono stati realizzati tramite un foglio elettronico Excel.

13 Studio della resistenza meccanica dei palettamenti rotorici Si è verificata la resistenza meccanica dei particolari più critici della turbina, ovvero i palettamenti rotorici, rispetto alle: 1. Sollecitazioni dovute alla forze centrifuga 2. Sollecitazioni dovute alle azioni fluidodinamiche Come era prevedibile, vista l elevatissima velocità di rotazione, le seconde sono trascurabili rispetto alle prime. Le sollecitazioni centrifughe vanno dunque studiate con attenzione.

14 Materiali per le palettature rotoriche La scelta dei materiali in base alle caratteristiche resistenziali e alle alte temperature risultate conduce alle superleghe a base di Nichel. Si è scelto l Inconel 100, che assicura la resistenza meccanica desiderata. Esso presenta una densità leggermente inferiore a quella dell acciaio.

15 Gli ugelli statorici Risulta necessaria una distribuzione integrale, ovvero sull intera circonferenza,del fluido accelerato. Attraverso un adeguato profilo delle palette, si è conferito al condotto l opportuno andamento convergente-divergente. I calcoli eseguiti ci hanno condotti a scegliere una soluzione con 7 ugelli statorici.

16 La geometria variabile Possibilità di regolare l angolo d ingresso nella girante potendo altresì operare in condizioni ambientali di temperatura e pressione diverse da quelle di progetto. Angolo α Lavoro specifico L t 350,824 kj/kg 316,924 kj/kg 266,851 kj/kg Potenza erogata P t 48,726 kw 44,017 kw 37,063 kw Rendimento η t

17 Particolare dello statore a geometria variabile Adozione di un numero superiore di palette per facilitare la rotazione lungo la superficie cilindrica Rotazione simultanea delle palette statoriche tramite un anello di attuazione coassiale con la turbina Zona di imbocco maggiormente raccordata per evitare le perdite viscose

18 Turbina a geometria variabile Complessivo in vista di sezione

19 Sistema di turbocompressione (Complessivo)

20 Conclusioni Il sistema di sovralimentazione studiato appare decisamente promettente, grazie anche alla presenza della geometria variabile. Il lavoro di dimensionamento ha mostrato di aver raggiunto l obbiettivo prefissato del compromesso tra buoni rendimenti e relativa semplicità di realizzazione dei palettamenti. L altissima velocità di rotazione del rotore pone in primo piano il problema del bilanciamento che andrà eseguito con accuratezza.