Turbosupraalimentarea motoarelor navale

Turbosupraalimentarea motoarelor navale

Procedeul clasic de TSA (TSA consacrata) consta in utilizarea energiei potentiale a gazelor de evacuare din motor, in scopul antrenarii unei turbine cuplate pe acelasi arbore cu suflanta. In sistemul clasic, nu exista legatura cinematica intre motor si grupul de SA, ci numai una gazodinamica.

1 Compresorul centrifugal

Varianta cea mai utilizata de suflanta in grupul TSA naval este aceea a compresorului centrifugal.

Paletele rotorului transmit lucru mecanic fluidului proaspat si o transforma in energie cinetica, care apoi e transformata in energie potentiala intr-un dispozitiv special. In principal, fluidul este supus actiunii fortelor centrifuge, de unde si denumirea compresorului.

1.1 Principiul de functionare a compresorului centrifugal

Figura 1 prezinta partile componente principale si sectiunile caracteristice ale compresorului centrifugal CC: I-priza de aer; II-aparatul director, care are rolul de a imprima fluidului o anumita directie la intrarea in rotor; III-rotorul, precedat uneori de anterotorul IV, organul mobil al CC, care transmite lucrul mecanic fluidului; V-difuzorul de iesire, care transforma energia cinetica a fluidului la iesirea din rotor in lucru mecanic de comprimare; VI-colectorul, care se presupune initial obturat printr-un manson ce nu permite iesirea aerului in exterior.

Notam urmatoarele diametre, corespunzatoare sectiunilor specifice ale CC: -diametrul butucului; -diametrul mediu de intrare in rotor; -diametrul final de intrare in rotor; -diametrul de iesire din rotor; -diametrul de intrare in difuzorul de iesire; -diametrul de iesire in difuzorul de iesire.

		Fig. 2
			Fig. 1
	Fig. 2

La o raza curenta r (fig. 2) se considera un element de masa de fluid (incarcatura proaspata), de latime dr; se noteaza cu b latimea corespunzatoare a paletei rotorice. Masa elementului considerat este:

, (1)

cu z numarul palete ale CC si r densitatea aerului. Asupra acestui element de masa actioneaza forta centrifuga elementara :

, (2)

in care -viteza unghiulara a rotorului, presupusa constanta. Aceasta forta genereaza un gradient de presiune , care conduce la o forta de presiune corespunzatoare, ce actioneaza pe suprafata urma-

toare: . Forta de presiune corespunzatoare va fi egala, pentru echilibru dinamic, cu forta centrifuga (2):

, (3)

de unde:

. (4)

Relatia (4) se integreaza membru cu membru intre sectiunile de intrare si iesire din rotorul CC:

. (5)

Notand viteza tangentiala cu:

, (6)

obtinem:

. (7)

Pentru integrarea membrului stang, se considera o densitate medie intre sectiunea intrare si iesire, de unde:

, (8)

adica, presiunea la iesirea din rotor va fi:

. (9)

Valoarea presiunii din (9) a fost dedusa in ipoteza fluidului perfect, fara pierderi prin frecare;

daca creste creste creste, spre deosebire de compresoarele volumetrice, la care cresterea turatiei conduce la cresterea debitului.

In continuare, se elimina mansonul cu care a fost obturat colectorul. Notam cu presiunea din exteriorul rotorului, adica , ultima presiune fiind aceea din colectorul de admisie CA al motorului. Avem una din urmatoarele situatii:

: in acest caz fluidul se roteste o data cu rotorul compresorului, dar nu este evacuat in exterior;

: aerul comprimat de palele rotorului va fi evacuat in flux continuu spre exterior;

: apare fenomenul de curgere inversa, dinspre spatiul de refulare spre cel de admisie.

1.2 Transferul de energie dintre rotor si fluid

Pentru determinarea valorii energiei transmise de rotor fluidului, se stabilesc urmatoarele ipoteze simplificatoare:

fluidul se considera perfect;

nu exista pierderi prin frecari, socuri, pierderi gazodinamice;

se considera numarul de palete ;

grosimea paletei nu influenteaza spatiul de curgere;

vena de fluid urmareste profilul paletelor rotorului;

distributia de presiuni si viteze intr-o sectiune transversala pe directia de curgere este uniforma; in realitate, compresorul nu indeplineste aceste conditii, trebuind sa satisfaca urmatoarele cerinte: sa asigure un debit corespunzator necesarului motorului; sa produca o presiune de supraalimentare, care sa varieze putin cu sarcina motorului;

sa produca un raport de comprimare relativ constant in functionarea la regimuri partiale;

sa nu antreneze in rotire uleiul necesar ungerii lagarelor sale;

gabarit redus, cost redus, exploatare simpla.

In aceste conditii, o particula de fluid va fi supusa urmatoarelor miscari:

o miscare de transport cu viteza tangentiala (6);

o miscare relativa cu viteza fata de un sistem de referinta solidar cu rotorul aflat in miscare de rotatie;

o miscarea absoluta, cu viteza:

, (10)

Fig. 3

conform figurii 3, in care s-au notat: -unghiul dintre si directia tangentiala (unghiul fluxului in miscarea absoluta); -unghiul dintre si sensul invers al vitezei (unghiul paletei). Vitezele si se descompun dupa directia radiala, dand componentele: si tangentiala, cu componentele . Acestea au expresiile:

(11)

si

, (12)

fiind numita viteza de deviere a fluidului; modulul vitezei absolute va fi:

. (13)

Se considera triunghiurile de viteze din sectiunile de intrare si iesire din rotor (fig. 4). Pentru determinarea transferului energetic rotor-fluid, se considera ca singura forta ce actioneaza asupra fluidului, in baza ipotezelor facute anterior, este rezultanta fortelor elementare cu care rotorul (paleta rotorica) actioneaza asupra aerului. In acest scop, se utilizeaza teorema momentului impulsului (momentului cinetic): notam cu rezultanta vectoriala a fortelor amintite, data de expresia:

, (14)

cu -timpul; -impulsul, dat de:

, (15)

in care -masa de aer aflata in miscare de rotatie; -viteza absoluta a fluidului; notam, in continuare, cu momentul impulsului (momentul cinetic):

. (16)

Teorema momentului impulsului se enunta astfel: derivata substantiala (totala) a momentului impulsului fata de o axa este egala cu momentul rezultantei fortelor exterioare ce actioneaza asupra sistemului considerat fata de aceeasi axa, adica:

. (17)

Se aplica (17), scalar, sub forma:

, (18)

	Fig. 4

cu -componenta rezultantei pe directie tangentiala, considerata la o raza oarecare , [kg/s]-debitul de aer; relatia (17) s-a aplicat sub forma finita, scalar, intre sectiunile de iesire si de intrare din rotor; inmultim (18) cu , obtinand:

, (19)

unde [J/kg]-lucrul mecanic specific (lucrul mecanic pe care paleta rotorica o transmite unui kg de aer):

. (20)

Din triunghiul vitezelor, se expliciteaza (19):

, (21)

cu care (20) devine:

. (22)

Dar lucrul mecanic specific se poate determina si pe baza principiului intai al termodinamicii aplicat sistemelor deschise, ca diferenta dintre entalpiile totale in sectiunile de iesire, respectiv intrare in rotor:

, (23)

cu -entalpia totala (franata) a fluidului; -entalpia statica; -tempertura totala; -caldura specifica la presiune constanta.

Comparam (22) cu (23), rezultand:

, (24)

in care s-au pus in evidenta componentele statice si dinamice ale lucrului mecanic al compresorului:

. (25)

Componenta statica a lucrului mecanic transmis de rotor fluidului conduce la cresterea presiunii statice a acestuia. Componenta dinamica a lucrului mecanic transmis de rotor fluidului conduce la cresterea presiunii dinamice a acestuia. De aici si necesitatea existentei difuzorului de iesire, in care presiunea dinamica se transforma in presiune statica. In cazul CC este de dorit sa se mareasca componenta statica, cu atat mai mult cu cat transformarea presiunii statice in presiune dinamica se face insotita de pierderi gazodinamice importante. Aceste transformari depind de turatie si profilarea paletelor rotorice.

Se noteaza cu coeficientul de circulatie:

adica:

. (26)

Se mai introduce , coeficientul de debit:

. (27)

Pentru a gasi corelatia dintre cei doi coeficienti, scriem:

,

de unde:

,

adica:

. (28)

Utilizam acesti coeficienti in exprimarea lucrului mecanic transmis de rotor fluidului sub forma (19):

. (29)

In ipoteza vitezei unghiulare constante, avem relatia:

, (30)

de unde:

, (31)

care, introdusa in (29), conduce la:

. (32)

Pe baza ultimei relatii, se poate interpreta valoarea lui : lucrul mecanic transmis creste fie cu scaderea lui , fie cu cresterea lui , pentru un compresor cu geometrie data si turatie constanta; analizam fiecare caz in parte:

daca scade, atunci creste, ca si , creste si numarul Mach in sectiunea de intrare: , cu viteza sunetului; deci este posibila atingerea vitezei critice in aceasta sectiune; pentru evitarea pericolului aparitiei undelor de soc, se limiteaza in sectiunea de intrare in rotor, deci , in scopul evitarii inrautatirii umplerii;

daca creste, atunci creste.

Observatie: valoarea coeficientului depinde de directiile vitezelor in sectiunea de iesire din canal si de debitul de aer; daca (fig. 5,a), paletele sunt curbate inapoi, pentru paletele sunt radiale la iesire (fig. 5,b), iar pentru paletele sunt curbate inainte (fig. 5,c); rotoarele care au aceleasi dimensiuni geometrice si aceleasi viteze unghiulare, insa diferite forme de palete, livreaza acelasi debit de aer comprimat, dar la grade diferite, in functie de : pentru , ; pentru , ; pentru , . Deci comprimarea va fi cu atat mai ridicata, cu cat unghiul va fi mai mare. Aparent, solutia din figura 5,c conduce la intensificarea transferului de energie de catre rotor fluidului; in realitate, acest surplus de energie se regaseste in componenta dinamica (25), deoarece viteza creste, ceea ce conduce la cresterea lui , in detrimentul presiunii statice; aceasta face ca, de fapt, solutia din figura 5,c sa fie mai putin utilizata, solutii uzuale fiind primele doua.

Valorile maxime ale lucrului mecanic transmis de rotor fluidului, conform (29) si (32), sunt:

	Fig. 5

, (33)

sau, mai mult:

, (34)

ultima valoare fiind valabila pentru (rotor cu palete radiale).