STUDIO DI FATTIBILITA DI UN MICROGRUPPO TURBOJET PER U.A.V.

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Baldassare Bianco
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1 UNIVERSITA DEGLI STUDI DI BOLOGNA FACOLTA DI INGEGNERIA Corso di Laurea in Ingegneria Meccanica Disegno Tecnico Industriale STUDIO DI FATTIBILITA DI UN MICROGRUPPO TURBOJET PER U.A.V. Tesi di Laurea di : Relatore : GIAN MATTEO DELUCCA Prof. Ing. LUCA PIANCASTELLI SESSIONE III Correlatori : Prof.Ing. GIANNI CALIGIANA Prof.Ing. ALFREDO LIVERANI Prof.Ing. DAVIDE MORO Prof.Ing. FRANCO PERSIANI ANNO ACCADEMICO Marzo

2 Finalità della tesi Studio di fattibilità e progetto di un gruppo turbojet per un velivolo impiegato nel monitoraggio del territorio Unmanned Aerial Vehicle 17 Marzo

3 Condizioni operative U.A.V. Decollo mediante catapulta con accelerazione massima di g (limite massimo sopportabile dalla strumentazione) Volo - a quota costante di 300 m - in planata da una quota massima di 5000 m con ausilio di un paracadute Atterraggio con paracadute M= 0,8 Numero di Mach alla massima velocità raggiungibile P = 350 g Peso velivolo con pieno di carburante 17 Marzo

Tipologie di approccio al problema 1- Possibilità di reperire sul mercato compressore e turbina 2- Progetto sulle specifiche delle precedenti turbomacchine degli altri

4 Tipologie di approccio al problema 1- Possibilità di reperire sul mercato compressore e turbina 2- Progetto sulle specifiche delle precedenti turbomacchine degli altri organi meccanici del gruppo : Albero di collegamento compressore - turbina Tunnel centrale Camera di combustione Post combustore ed ugello di scarico Presa dinamica 17 Marzo

Compressore centrifugo GARRETT GT 42 731376-2 Specifiche

2,9 Rendimento = 74 % Numero di giri = 70 000 rpm Diametro

5 Compressore centrifugo GARRETT GT Specifiche Portata elaborata = 0,675 g/s Rapporto di compressione β = 2,9 Rendimento = 74 % Numero di giri = rpm Diametro della girante = 102mm Potenza richiesta = 94 kw 17 Marzo

6 Turbina La ricerca di mercato non ha portato alla individuazione di una macchina idonea al nostro utilizzo, si sono infatti trovate turbine : - o con portate diverse da quella richiesta dal compressore -o senza dati per noi essenziali (rendimento, rapporto di espansione, velocità di rotazione ) 17 Marzo

7 Progettazione della turbina - Scelta di forme semplici ed economiche - Si accettano compromessi sui rendimenti Per questi motivi la scelta è stata indirizzata verso una turbina assiale ad azione a salti di velocità 17 Marzo

8 Diagramma di flusso della progettazione ACQUISIZIONE DATI TURBOJET E COMPRESSORE DEFINIZIONE DELLE SPECIFICHE DI PROGETTO Parità di portata in massa tra compressore e turbina ( si trascura la portata di combustibile rispetto alla portata d'aria ) Soddisfazione della condizione di autosufficienza SCELTA DELL' APPROCCIO PROGETTUALE Semplice approccio monodimensionale Procedimenti analitici con foglio di calcolo Excel DETERMINAZIONE SALTO ENTALPICO E NUMERO DI STADI CALCOLO DEI TRIANGOLI DI VELOCITA' NELLA PALETTATURA 17 Marzo

9 CALCOLO DEI TRIANGOLI DI VELOCITA' NELLA PALETTATURA DIMENSIONAMENTO DEI PALETTAMENTI ROTORICI DIMENSIONAMENTO UGELLI STATORICI RAFFREDDAMENTO PALETTATURE VERIFICA DI RESISTENZA MECCANICA DELLE PALETTATURE ROTORICHE VALUTAZIONE DELLE SOLLECITAZIONI DA FORZE CENTRIFUGHE VALUTAZIONE DELLE SOLLECITAZIONI DA AZIONI FLUIDODINAMICHE 17 Marzo

10 Dimensionamento dei palettamenti Dal calcolo del salto entalpico è risultato necessario un solo stadio. I calcoli fluidodinamici hanno portato a ritenere ideale la soluzione : D D Medio Max = = 2 u ω D Medio + h 2 - Numero di pale N = 24 - Diametro medio = 83,22 mm - Diametro massimo = 106,5 mm N = 1 sh π & ( ) m 2 2 a r r c e i ρ 1Assiale 17 Marzo

Dimensionamento delle pale Le pale verranno

ridotto spazio a disposizione nel mozzo b min= m l

11 Dimensionamento delle pale Le pale verranno realizzate una per una e poi fissate al rotore mediante opportuni alloggiamenti Si è scelto l alloggiamento della pala a forma di bulbo visto il ridotto spazio a disposizione nel mozzo b min= m l pala incastro 2 ω r σ baricentrico ammissibile 17 Marzo

12 Verifica della resistenza meccanica e scelta del materiale dei palettamenti Si sono eseguite le verifiche rispetto alle sollecitazioni : 1 - dovute alla forza centrifuga 2- dovute alle azioni fluidodinamiche 2 b σ Max= ρ um = 383 MPa r m um= ω r m = cos sen γ γ σ M P + P = 1, η ξ J J ξ η f 3 MPa Si può constatare come le seconde siano trascurabili rispetto alle prime. In relazione alle sollecitazioni ed alla temperatura in ingresso dei gas combusti, come materiale si è scelto l INCONEL 100, superlega a base di Nichel, avente una densità leggermente inferiore a quella dell acciaio 17 Marzo

13 Raffreddamento della palettatura Si è previsto il raffreddamento delle pale, sottraendo calore dall interno delle stesse per convezione forzata. Il raffreddamento avviene attraverso lo spillamento di aria dal compressore. Con un foglio di calcolo Excel, si è calcolata una portata d aria pari al 2% di quella complessiva. La temperatura di parete della pala in questo modo passa da 840 C a 620 C. T P = T g ( ) T g T r0 1 y b k e α gs + α rs g r 17 Marzo

Dimensionamento degli ugelli statorici Si è resa necessaria una distribuzione integrale La soluzione costruttiva migliore è una palettatura statorica disposta a monte di quella rotorica Dato il

14 Dimensionamento degli ugelli statorici Si è resa necessaria una distribuzione integrale La soluzione costruttiva migliore è una palettatura statorica disposta a monte di quella rotorica Dato il piccolo salto di pressione, il profilo delle palette realizza un condotto convergente I calcoli effettuati hanno portato alla realizzazione di 8 ugelli statorici P P 2 0 k + 1 k k 1 = 1,58 bar = < 1,60 bar C = s = 1 N uh 1 π r 2 2 ( ) e r i m& a ρ c1sen α 1 1 P OUT Turbina 17 Marzo

15 Specifiche della turbina Portata elaborata = 0,675 g/s Rendimento = 70 % Rapporto di espansione = 1,8 Numero di giri = rpm 17 Marzo

16 Dimensionamento dell albero Parametri del compressore Individuazione dei dati noti Parametri della turbina Individuazione dei parametri incogniti dell' albero Primo dimensionamento di tentativo dell' albero relativamente alle condizioni di criticità 17 Marzo

17 Primo dimensionamento di tentativo dell' albero relativamente alla condizione di criticità Caratteristiche della sede centrale del gruppo Dimensionamento definitivo dell' albero sulla base dei dati della sede centrale Verifica delle condizioni di criticità Verifica di resistenza dell' albero 17 Marzo

18 Calcolo delle velocità critiche Calcolo della velocità critica flessionale con il metodo approssimato di Stodola considerando l effetto irrigidente della girante sull albero. Si è supposto che la linea elastica dovuta ai carichi statici e quella corrispondente alla prima velocità critica siano affini, lavorando sul rotore come su una trave caricata staticamente. Calcolo della velocità critica torsionale mediante la definizione di una rigidezza torsionale equivalente che valuti la variazione di sezione ed i raggi di raccordo dell albero ω Fless m y = g m y f Aδ ϕ 4 π G De e= 32 Le L Le= L1 D1 + D 1 D D 4 e L 2 D D 4 e Marzo

Risultati del dimensionamento Velocità critica torsionale = 84 500 rpm ω Tors = e I + 1 I

19 Risultati del dimensionamento Velocità critica torsionale = rpm ω Tors = e I + 1 I I1I 2 2 Velocità critica flessionale = rpm m m Fless ω = 2 2 f f Aϕ g 17 Marzo

20 Tunnel centrale In base alle dimensioni dell albero è stato realizzato il tunnel centrale 17 Marzo

21 Camera di combustione La camera di combustione è stata realizzata su modello di gruppi commerciali, ricalcolando l ingombro radiale, la sezione di passaggio della portata d aria e le dimensioni degli iniettori di combustibile 17 Marzo

22 Presa dinamica Considerando una quota di 3000 m ed una velocità pari a 0,8 Mach, si è ottenuta una sezione frontale di 57,68 mm ed una sezione di gola di 38 mm A Front ρ M m& a k = R T d Front = 4 A π Front 17 Marzo

Ugello di scarico e post combustore Si è realizzato un ugello

74 mm Il post combustore è stato realizzato con un condotto anulare

possibilità di regolazione della portata di refrigerante, attraverso

23 Ugello di scarico e post combustore Si è realizzato un ugello convergente avente sezione di ingresso di 110 mm e sezione finale di 74 mm Il post combustore è stato realizzato con un condotto anulare alla periferia per il raffreddamento dell ugello, e con la possibilità di regolazione della portata di refrigerante, attraverso la rotazione della flangia di collegamento con il corpo del gruppo 17 Marzo

24 Prestazioni del gruppo FMax TSFC FMax /ma [N] [g/h/n] [Ns/g] Senza post combustione 333 0, Con post combustione 420 0, Marzo

25 Conclusioni Le specifiche del microgruppo sono decisivamente promettenti se paragonate a quelle di turbojet commerciali utilizzati per le medesime applicazioni 17 Marzo

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