Studio di massima di un
turbocompressore
aeronautico ad alto rapporto
di compressione
CANDIDATO
Emidio Palestini
RELATORE:
Chiar.mo Prof. Luca Piancastelli
Anno Accademico 2009-2010
Sessione III
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 compressore-
turbina evidenziando il meccanismo di azionamento della
variazione della geometria.
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.
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.
Basi dell’approccio progettuale
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.
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.
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
La girante del compressore
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
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
Studio della voluta del
compressore
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.
Acquisizione dati motore e compressore
Determinazione salto entalpico e numero degli stadi
Calcolo dei triangoli delle velocità
nelle palettature
Dimensionamento ugelli statoriciDimensionamento palettamenti
rotorici e raddrizzatore
Verifica della resistenza meccanica
delle palettature rotoriche
Valutazione delle sollecitazioni
da azioni fluidodinamiche
Valutazione delle sollecitazioni
da forze centrifughe
Definizione specifiche di progetto
Scelta dell’approccio progettuale
Ugelli statorici a geometria variabile,
prestazioni e meccanismi
Diagramma di flusso dello studio
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.
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.
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.
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.
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 α1 21° 25° 30°
Lavoro specifico Lt 350,824 kJ/kg 316,924 kJ/Kg 266,851 kJ/kg
Potenza erogata Pt 48,726 kW 44,017 kW 37,063 kW
Rendimento ηt 0.65 0.588 0.495
Particolare dello statore a
geometria variabileAdozione 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
Complessivo in vista di sezione
Turbina a geometria variabile
Sistema di turbocompressione
(Complessivo)
Conclusioni
• Il sistema di sovralimentazione studiato apparedecisamente promettente, grazie anche alla presenzadella geometria variabile.
• Il lavoro di dimensionamento ha mostrato di averraggiunto l’obbiettivo prefissato del compromesso trabuoni rendimenti e relativa semplicità direalizzazione dei palettamenti.
• L’altissima velocità di rotazione del rotore pone inprimo piano il problema del bilanciamento che andràeseguito con accuratezza.
