STUDIO DI FATTIBILITA’ DI UN MICROGRUPPO TURBOJET PER … Internet/Catalogo... · 2018. 4. 5. ·...
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17 Marzo 2004 1
UNIVERSITA’ DEGLI STUDI DI BOLOGNA
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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
Correlatori :
Prof.Ing. GIANNI CALIGIANA
Prof.Ing. ALFREDO LIVERANI
Prof.Ing. DAVIDE MORO
Prof.Ing. FRANCO PERSIANI
SESSIONE III
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ANNO ACCADEMICO 2002 - 2003
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Finalità della tesi
Studio di fattibilità e progetto di un gruppo
turbojet per un velivolo impiegato nel
monitoraggio del territorio
Unmanned
Aerial
Vehicle
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Condizioni operative U.A.V.Decollo
mediante catapulta con accelerazione massima di 25 - 30 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 Kg Peso velivolo con pieno di carburante
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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
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Compressore centrifugo
GARRETT GT 42 731376 - 2
Specifiche
• Portata elaborata = 0,675 Kg/s
• Rapporto di compressione β = 2,9
• Rendimento = 74 %
• Numero di giri = 70 000 rpm
• Diametro della girante = 102mm
• Potenza richiesta = 94 kW
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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 …… )
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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
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Diagramma di flusso della progettazione
CALCOLO DEI TRIANGOLI DI VELOCITA'
NELLA PALETTATURA
DETERMINAZIONE SALTO ENTALPICO E
NUMERO DI STADI
SCELTA DELL' APPROCCIO PROGETTUALE
Semplice approccio monodimensionale
Procedimenti analitici con foglio di calcolo Excel
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
ACQUISIZIONE DATI TURBOJET E COMPRESSORE
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VALUTAZIONE DELLE SOLLECITAZIONI
DA FORZE CENTRIFUGHE
VALUTAZIONE DELLE SOLLECITAZIONI
DA AZIONI FLUIDODINAMICHE
VERIFICA DI RESISTENZA MECCANICA
DELLE PALETTATURE ROTORICHE
RAFFREDDAMENTO PALETTATURE
DIMENSIONAMENTO DEI PALETTAMENTI
ROTORICI
DIMENSIONAMENTO UGELLI STATORICI
CALCOLO DEI TRIANGOLI DI VELOCITA'
NELLA PALETTATURA
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Dimensionamento dei palettamenti
Dal calcolo del salto entalpico èrisultato necessario un solo stadio.
I calcoli fluidodinamici hanno portato a ritenere ideale la soluzione :
- Numero di pale N = 24
- Diametro medio = 83,22 mm
- Diametro massimo = 106,5 mm
( )
−−=
cm
rrsh
NAssiale
a
ie
1
221ρπ
&hDD
uD
MedioMax
Medio
2
2
+=
= ω
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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
σω
eammissibilincastro
cobaricentripala
lrm
b
2
min =
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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
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
ru
MPar
bu
mm
m
mMax
ω
ρσ
=
== 3832
MPaPJ
senP
JMf 3,1
cos=+=
ξ
η
η
ξ
γγσ
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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 .
( )
SS
eTTTT
rr
gg
b
yk
rggP
αα
+=
−
−−
10
-
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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
Pbarbark
PPOUT
Turbina
k
k
C ==
+= <
−
60,158,11
21
0
( )
−−=
αρπ
111
22
1
1
sencm
rrhN
sa
ie
u
&
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Specifiche della turbina
• Portata elaborata =
0,675 Kg/s
• Rendimento =
70 %
• Rapporto di
espansione =
1,8
• Numero di giri =
70 000 rpm
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Dimensionamento dell’ albero
Parametri del compressore
Primo dimensionamento di tentativo
dell' albero
relativamente alle condizioni di criticità
Individuazione dei
parametri incogniti
dell' albero
Individuazione dei
dati noti
Parametri della turbina
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Verifica delle condizioni di criticità
Verifica di resistenza dell' albero
Dimensionamento definitivo dell' albero
sulla base dei dati della
sede centrale
Caratteristiche della sede centrale
del gruppo
Primo dimensionamento di tentativo
dell' albero
relativamente alla condizione di criticità
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Calcolo delle velocità critiche
• Calcolo della velocità critica flessionale con il metodo approssimato di Stodola considerando l’effetto irrigidente della girante sull’ albero . Si èsupposto che la linea elastica dovuta ai carichi statici e quella corrispondente alla prima velocitàcritica 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
+
+
∆=
=
DD
LDD
DD
LLL
L
DGK
ee
e
e
e
e
4
2
4
24
1
4
1
1
1
4
32π
gAfym
ym
K KKKKKKK
KKKFless
∑ ∑
∑=
− ϕδω
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Risultati del dimensionamento
• Velocità critica
flessionale =
148 500 rpm
• Velocità critica
torsionale =
84 500 rpm
IIII
KeTors
21
21+
=ω
gAfm
fm
KKKK
KK
KKKFless
∑∑
∑
−=
ϕω 22
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Tunnel centrale
In base alle dimensioni dell’albero è stato
realizzato il tunnel centrale
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Camera di combustioneLa 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
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Presa dinamica
Considerando una quota di 3000 m ed una velocità pari a
0,8 Mach, si èottenuta una sezione frontale di 57,68 mm ed una sezione di gola di 38 mm
πρA
dTRkM
mA
Front
Front
a
Front
4== ⇒
&
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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 diregolazione della portata di refrigerante, attraverso la rotazione della flangia di collegamento con il corpo del gruppo
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Prestazioni del gruppo
6210,188420
Con post
combustione
4920,129333
Senza post
combustione
FMax /ma
[Ns/Kg]
TSFC
[Kg/h/N]
FMax
[N]
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ConclusioniLe specifiche del
microgruppo
sono
decisivamente
promettenti se
paragonate a
quelle di turbojet
commerciali
utilizzati per le
medesime
applicazioni