UNIVERSITA DEGLI STUDI DI BOLOGNA FACOLTA DI INGEGNERIA Corso di Laurea in Ingegneria Meccanica LABORATORIO DI CAD STUDIO DI MASSIMA DELL INSTALLAZIONE DEGLI ACCESSORI SU DI UN MOTORE AERONAUTICO Tesi di laurea di: Michele De Pasquale Relatore : Prof. Ing. Luca Piancastelli Correlatori : Prof. Ing. Enrico Troiani Dott. Ing. Veronica Rossi Dott. Ing. Lorenzo Dardi
Motore diesel a 12 cilindri a V Cilindrata 20,52 dm3 Rapporto di compressione 15,5 Sistema Common Rail a 2 iniettori per cilindro Potenza utile 1608kw Regime di rotazione 3800 rpm η MIN =35% Il VD 007
Scopo della Tesi Studio degli impianti di termopropulsione e lubrificazione Verifica della possibilità dell uso di pompe elettriche per entrambi gli impianti per una maggiore affidabilità del motore Scelta della pompa ad alta pressione per l alimentazione
Alimentazione carburante q 1 = η K i = 245g / kwh Q = P q = 394kg / TOT h Consumo orario = (Q/densità) = 493 l/h Data l elevata portata e per aumentare la sicurezza ho scelto di utilizzare 4 pompe in parallelo. La pompa è della Bosch e ha una portata di 160 l/h, misurata su banco prova
Impianto lubrificazione Lubrificazione a carter secco Minor peso del motore,carter più piccolo Necessarie due pompe, mandata e aspirazione Lubrificazione continua: sempre assicurata anche con angoli di attacco elevati η o = 0.97 => 3% Potenza utile x 2 = potenza lubrificazione Portata=1,2 l/s Potenza mandata=0.790 kw Potenza aspirazione = 2,5 x Pmandata
Scelta Intercooler 2 intercooler, uno per bancata. Potenza per intercooler = 158kw Efficienza = 0.80 Inizialmente ho cercato di utilizzare uno scambiatore aria-aria. Data l elevata efficienza la scelta era limitata e il peso minimo trovato troppo elevato 6,8 kg
Sono passato ad uno scambiatore ariaacqua in serie con lo scambiatore del liquido refrigerante Di conseguenza il fluido refrigerante il salto termico passato da 110-80 C a 110-73 C. 73-79 C scambiatore aria-acqua 80-110 C fluido refrigerante nel resto del motore
Impianto di refrigerazione Potenza refrigerazione = potenza utile/(6 x 0,35) + potenza olio + 2 x potenza intercooler Portata=14 l/s Per entrambi gli impianti è stato impossibile trovare pompe elettriche adatte <= portate troppo elevate Sono passato a classiche pompe calettate sull albero Ho dimensionato la pompa centrifuga per acqua
Ottimizzazione pacco radiante Ottimizzazione divergente convergente Verifica con metodi tradizionali Verifica con dati sperimentali
Ottimizzazione pacco radiante Mi sono basato sul radiatore del Me 109f, a tubi schiacciati Ho dimensionato il mio in rapporto alle potenze. A ingresso =0. 0985m 2 A frontale = 0.354m 2 Profondità = 0.399m => 3 tubi per riga
Per sfruttare al massimo la spinta propulsiva, data dalla differenza di densità dell aria, cambio la sezione del radiatore a 3 file di tubi, per arrivare ad una forma la più simile possibile al profilo alare scelto, il NACA 006 La sezione dei tre tubi è circa uguale per non avere variazioni di velocità del flusso lato acqua Vista della matrice base del pacco radiante
Ho calcolato le perdite nel condotto divergente, nel pacco radiante e nel convergente. Per avere un maggior numero di dati ho seguito due strade diverse: 1. calcolando in modo analitico le perdite. 2. utilizzando prove sperimentali trovate su relazioni della N.A.C.A.
Analiticamente ho calcolato le perdite concentrate e distribuite utilizzando le formule classiche dell idraulica. Per il divergente 2 lunghezza velocitàmedia Rdistribui ta = ξ densità 2 diametromedio Rconcentrate = densità β velocitàfinale 2 0.5 = 1.4 N/m2 = 42 N/m2 Per il convergente le perdite sono ininfluenti. Le perdite nel pacco radiante le ho calcolate seguendo il testo Theory of Wing Sections, di H Abbot. 2 Forzaresis tente = 0.5 densitàmedia velocitàmedia corda lunghezza Cd n =26,6 N dove Cd è il coefficiente di resistenza del profilo, che è valido però sotto certe condizioni.
Questo valore è quindi certamente maggiore a causa delle interferenze tra i profili e alla variazione di velocità e densità nel passaggio nel radiatore. Ulteriori studi sono resi necessari, con opportune verifiche sperimentali. La presenza delle alette aumenta anch essa la resistenza all aria. Ne ho però già tenuto conto tramite coefficiente, k = 1. 93, riportato su un altra relazione N.A.C.A In alternativa per il calcolo del divergente ho utilizzato dati sperimentali di una relazione N.A.C.A.
L esperimento misurava la pressione effettiva in uscita dal divergente, variando angolo di attacco e rapporto fra velocità ingresso/uscita divergente. Noto quest ultimo valore, poiché dipendente dalle sezioni del mio condotto, e scelto angolo di attacco 2-3, ho trovato la pressione effettiva e di conseguenza le perdite. Le perdite nel pacco radiante sono state calcolate come precedentemente I risultati ottenuti, in riferimento alla differenza di velocità, nei due casi sono stati i seguenti: DeltaV = 120 m/s DeltaV = 150 m/s
CONCLUSIONI La nuova struttura del condotto del radiatore ha dato a livello teorico buoni risultati, poiché si riceve una spinta propulsiva a costo zero. S = m ΔV S = 800-1000 N, a seconda del metodo di calcolo delle perdite, analitico o sperimentale L utilizzo di 4 pompe in parallelo per l alimentazione aumenta notevolmente la sicurezza del motore La configurazione a carter secco mi garantisce lubrificazione continua anche in caso di manovre acrobatiche. Al momento è problematico l utilizzo di pompe elettriche, poiché non ve ne sono disponibili in commercio.