17 Marzo 2004 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

Correlatori :

Prof.Ing. GIANNI CALIGIANA

Prof.Ing. ALFREDO LIVERANI

Prof.Ing. DAVIDE MORO

Prof.Ing. FRANCO PERSIANI

SESSIONE III

_________________________________________________________________________

ANNO ACCADEMICO 2002 - 2003

17 Marzo 2004 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 2004 3

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

17 Marzo 2004 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 2004 5

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

17 Marzo 2004 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 2004 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 2004 8

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

17 Marzo 2004 9

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

17 Marzo 2004 10

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

17 Marzo 2004 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

σω

eammissibilincastro

cobaricentripala

lrm

b

2

min =

17 Marzo 2004 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

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

17 Marzo 2004 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 .

( )

SS

eTTTT

rr

gg

b

yk

rggP

αα

+=

−

−−

10

17 Marzo 2004 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

Pbarbark

PPOUT

Turbina

k

k

C ==

+= <

−

60,158,11

21

0

( )

−−=

αρπ

111

22

1

1

sencm

rrhN

sa

ie

u

&

17 Marzo 2004 15

Specifiche della turbina

• Portata elaborata =

0,675 Kg/s

• Rendimento =

70 %

• Rapporto di

espansione =

1,8

• Numero di giri =

70 000 rpm

17 Marzo 2004 16

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

17 Marzo 2004 17

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

17 Marzo 2004 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 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

17 Marzo 2004 19

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

17 Marzo 2004 20

Tunnel centrale

In base alle dimensioni dell’albero è stato

realizzato il tunnel centrale

17 Marzo 2004 21

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

17 Marzo 2004 22

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== ⇒

&

17 Marzo 2004 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 diregolazione della portata di refrigerante, attraverso la rotazione della flangia di collegamento con il corpo del gruppo

17 Marzo 2004 24

Prestazioni del gruppo

6210,188420

Con post

combustione

4920,129333

Senza post

combustione

FMax /ma

[Ns/Kg]

TSFC

[Kg/h/N]

FMax

[N]

17 Marzo 2004 25

ConclusioniLe specifiche del

microgruppo

sono

decisivamente

promettenti se

paragonate a

quelle di turbojet

commerciali

utilizzati per le

medesime

applicazioni