Upload
cobraw-cobra
View
37
Download
1
Embed Size (px)
DESCRIPTION
catalog turbo
Citation preview
[Type text]
Investete n oameni!
FONDUL SOCIAL EUROPEAN
Programul Operaional Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane 2007 2013 Axa prioritar 1 Educaie i formare profesional n sprijinul creterii economice i dezvoltrii societii bazate pe cunoatere Domeniul major de intervenie 1.5 Programe doctorale i post-doctorale n sprijinul cercetrii Titlul proiectului: Investiie n dezvoltare durabil prin burse doctorale (INED) Numrul de identificare al contractului: POSDRU/88/1.5/S/59321 Beneficiar: Universitatea Transilvania din Braov
Universitatea Transilvania din Braov
coala Doctoral Interdisciplinar
Centrul de cercetare: Produse High Tech Pentru Autovehicule
Ing. Cosmin Constantin BORICEAN
Cercetri teoretice i experimentale asupra dinamicii
rotorilor de turbosuflant i a diminurii vibraiilor
generate de acetia
Theoretical and experimental research regarding
turbocharger rotordynamics in order to reduce the
generated vibration
Conductor tiinific
Prof.dr.dhc.ing. Gheorghe Alexandru RADU
Membru al Academiei de tiine Tehnice din Romnia
BRASOV, 2012
[Type text]
MINISTERUL EDUCAIEI, CERCETARII, TINERETULUI I SPORTULUI
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAOV
BRAOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
RECTORAT
D-lui (D-nei) ..............................................................................................................
COMPONENA
Comisiei de doctorat
Numit prin ordinul Rectorului Universitii Transilvania din Braov Nr. 5352 din 31.07.2012
PREEDINTE: Prof.dr.ing.mat. Sorin VLASE
Universitatea Transilvania din Braov
CONDUCTOR TIINIFIC: Prof.dr.dhc.ing. Gheorghe Alexandru RADU
Universitatea Transilvania din Braov
REFERENI: Prof.dr.dhc.ing. Anton HADR
Universitatea Politehnic din Bucureti
Col.Prof.dr.ing. Vasile NSTSESCU
Academia Tehnic Militar Bucureti
Prof.dr.ing. Ioan Clin ROCA Universitatea Transilvania din Braov
Data, ora i locul susinerii publice a tezei de doctorat: ........, ora ....., sala
..............
Eventualele aprecieri sau observaii asupra coninutului lucrrii v rugm s
le transmitei n timp util, pe adresa [email protected]
Totodat v invitm s luai parte la edina public de susinere a tezei de
doctorat.
V mulumim.
[Type text]
CUPRINS
Pg. Pg. tez rezumat
MOTIVAIA, OBIECTIVELE, STRUCTURA TEZEI .................................................. 3 1
CAPITOLUL.1 STADIUL ACTUAL PRIVIND UTILIZAREA I DEZVOLTAREA
SISTEMELOR DE SUPRAALIMENTARE FORAT A
MOTOARELOR PENTRU AUTOVEHICULE .................................. 6 3
1.1 Micorarea dimensiunilor de gabarit o problem de actualitate n construcia motoarelor
pentru autovehicule ...................................................................................................... 6 3
1.2 Aspecte generale privind agregatele de supraalimentare............................................ 16 4
1.2.1 Supraalimentarea acustic .................................................................................... 18 5
1.2.2 Supraalimentarea cu compresor volumic de tip Roots ........................................ 19 5
1.2.3 Supraalimentarea cu compresor cu unde de presiune (Comprex) ....................... 19 5
1.2.4 Supraalimentarea cu compresor de tip G ............................................................. 20 6
1.2.5 Supraalimentarea cu turbosuflant ....................................................................... 21 6
1.3 Structura general a unei turbosuflante ...................................................................... 22 6
1.4 Tipuri constructive de turbosuflante ........................................................................... 26 7
1.4.1 Turbina cu admisie variabil n dou trepte ......................................................... 26 7
1.4.2 Turbina cu admisie variabil continu ................................................................. 27 7
1.4.3 Turbina cu geometrie variabil ............................................................................ 27 7
1.5 Comparaii ntre performanele generale ale lagrelor cu alunecare i
lagrelor cu rostogolire utilizate n construcia turbosuflantelor ................................ 29 8
1.6 Concluzii ..................................................................................................................... 32 8
CAPITOLUL. 2 MODELAREA NUMERIC A TURBOSUFLANTELOR PENTRU
AUTOVEHICULE UTILIZND METODA ELEMENTELOR
FINITE .................................................................................................... 34 9
2.1 Ipoteze de lucru n modelarea turbosuflantei.............................................................. 34 9
2.2 Cinematica rotorului de turbosuflant ........................................................................ 36 9
2.3 Ecuaiile care descriu micarea componentelor rotorului de turbosuflant ................ 37 10
2.3.1 Ecuaiile discului .................................................................................................. 37 10
2.3.2 Ecuaiile arborelui rotorului turbosuflantei .......................................................... 38 10
2.3.3 Ecuaiile lagrelor ................................................................................................ 41 11
2.4 Ecuaia generalizat a rotorului de turbosuflant ....................................................... 42 11
2.5 Modelarea matematic a rotorului de turbosuflant susinut n lagre cu
rostogolire, utiliznd soft-ul MatLab .......................................................................... 43 11
2.5.1 Ipozele simplificatoare utilizate n modelarea matematic .................................. 43 12
[Type text]
2.5.2 Caracteristicile generale ale elementelor utilizate n cadrul modelrii
turbosuflantei ....................................................................................................... 44 12
2.5.3 Validarea modelului matematic conceput pentru simularea
comportamentului dinamic al rotorului de turbosuflant .................................... 46 13
2.5.4 Analiza rezultatelelor obinute n urma modelrii matematice a rotorului
de turbosuflant susinut n lagre cu rostogolire ................................................ 47 14
2.5.4.1 Efectul turaiei de funcionare asupra sistemului ....................................... 47 14
2.5.4.2 Efectul rigiditii lagrului asupra stabilitii dinamice ............................. 52 17
2.5.4.3 Efectul amortizrii lagrului asupra stabilitii dinamice .......................... 55 18
2.6 Concluzii ..................................................................................................................... 58 19
CAPITOLUL. 3 SIMULAREA COMPORTAMENTULUI LA VIBRAII AL
TURBOSUFLANTELOR ..................................................................... 61 21
3.1 Analiza modal a turbosuflantei cu lagre cu rostogolire utiliznd soft-ul
Ansys .......................................................................................................................... 62 21
3.1.1 Ipoteze de lucru .................................................................................................... 62 21
3.1.2 Rezultatele obinute n urma analizei modale utiliznd metode FEM fr
aplicarea constrngerilor de montaj ..................................................................... 62 22
3.1.3 Rezultatele obinute n urma analizei modale utiliznd metode FEM cu
aplicarea constrngerilor de montaj ..................................................................... 69 24
3.1.4 Analiza comparativ a frecvenelor proprii obinute prin simulare
consindernd cele dou cazuri: piese libere, piese constrnse ............................ 75 27
3.1.5 Analiz comparativ simulare-experiment a frecvenelor proprii de vibraie
obinute considernd piesele libere fr constrngeri .......................................... 77 28
3.2 Identificarea frecvenelor proprii lagrelor cu rostogolire utiliznd metode
analitice ....................................................................................................................... 83 28
3.2.1 Metode de calcul analitic a frecvenelor lagrelor cu rostogolire ........................ 83 28
3.2.2 Rezultatele obinute n urma calculului analitic .................................................. 84 29
3.3 Concluzii ..................................................................................................................... 86 29
CAPITOLUL. 4 CERCETRI EXPERIMENTALE PRIVIND DINAMICA
ROTORILOR DE TURBOSUFLANT. ANALIZA
REZULTATELOR EXPERIMENTALE ............................................ 87 30
4.1 Consideraii generale privind analiza modal prin experiment a
turbosuflantei .............................................................................................................. 88 31
4.1.1 Ipotezele de lucru ................................................................................................. 89 31
4.1.2 Metodele experimentale ale analizei modale ....................................................... 89 32
4.1.3 Achiziia de date .................................................................................................. 90 32
[Type text]
4.2 Analiza modal prin experiment a turbosuflantei de tipul GTB2260V cu lagre
cu rostogolire .............................................................................................................. 91 33
4.2.1 Metodic utilizat ................................................................................................ 91 33
4.2.2 Aparatura folosit pentru analiza modal ............................................................ 91 33
4.2.3 Rezultatele analizei modale a carcasei turbinei ................................................... 94 34
4.2.4 Rezultatele analizei modale pentru carcasa compresorului ................................. 96 35
4.2.5 Rezultatele analizei modale pentru carcasa intermediar .................................... 98 35
4.2.6 Rezultatele analizei modale a rotorului asamblat .............................................. 100 36
4.2.7 Rezultatele analizie modale pentru ansamblul turbosuflantei ........................... 101 37
4.2.8 Concluzii ............................................................................................................ 103 37
4.3 Testarea dinamic a rotorilor turbosuflantelor GTB 2260V i GTV 2600 ............... 103 38
4.3.1 Aparatura i metodica utilizat pentru testarea dinamic a rotorilor de
turbosuflant ...................................................................................................... 103 38
4.3.2 Rezultatele obinute la testarea dinamic pe stand a rotorilor de
turbosuflant ...................................................................................................... 111 39
4.3.2.1 Msurtori pe turbosuflanta cu lagr cu rostogolire GTB2260 V .......... 113 40
4.3.2.2 Msurtori pe turbosuflanta cu lagr cu alunecare GTV 2600 ............... 116 40
4.3.3 Msurtori efectuate pe turbosuflanta cu lagr cu rostogolire utiliznd
platforma de vibraii Pulse 12 B&K .................................................................. 119 41
4.3.3.1 Influena turaiei i dezechilibrelor asupra amplitudinilor vibraiilor ...... 119 41
4.3.3.2 Influena uleiului asupra amplitudinilor vibraiilor .................................. 123 42
4.3.3.3 Influena regimurilor tranzitorii de funcionare asupra amplitudinilor
vibraiilor .................................................................................................. 124 42
4.3.4 Msurtori efectuate pe turbosuflanta cu lagr cu alunecare utiliznd
platforma de vibraii Pulse 12 B&K .................................................................. 127 43
4.3.4.1 Influena turaiei i dezechilibrelor asupra amplitudinilor vibraiilor ...... 127 43
4.3.4.2 Influena uleiului asupra amplitudinilor vibraiilor .................................. 130 44
4.3.4.3 Influena regimurilor tranzitorii de funcionare asupra amplitudinilor
vibraiilor .................................................................................................. 131 44
4.4 Compararea performanelor la vibraii ale turbosuflantelor cu lagre cu
rostogolire i ale turbosuflantelor cu lagre cu alunecare ......................................... 135 44
4.4.1 Performanele la vibraii ale turbosuflantelor cu lagre cu rostogolire
comparativ cu cele ale turbosuflantelor cu lagre cu alunecare la regimuri
stabilizate ........................................................................................................... 135 45
[Type text]
4.4.2 Performanele la vibraii ale turbosuflantelor cu lagre cu rostogolire
comparativ cu cele ale turbosuflantelor cu lagre cu alunecare la regimuri
de accelerare ...................................................................................................... 137 45
4.4.3 Performanele la vibraii ale turbosuflantelor cu lagre cu alunecare
comparativ cu cele ale turbosuflantelor cu lagre cu rostogolire la regimuri
de decelerare ...................................................................................................... 139 45
4.5 Concluzii ................................................................................................................... 141 46
CAPITOLUL. 5 ANALIZA TEORETIC A ELEMENTELOR DE AMORTIZARE
ADIIONAL PENTRU OPTIMIZAREA STABILITII
DINAMICE A ROTORULUI DE TURBOSUFLANT ................. 142 47
5.1 Scopul analizei .......................................................................................................... 142 47
5.2 Consideraii privind calculul elementelor cu amortizare adiional utilizate n
construcia lagrelor pentru turbosuflante ................................................................ 148 48
5.3 Elemente teoretice ale metodei elementului finit utilizate n modelarea i
simularea profilelor subiri din tabl ......................................................................... 153 51
5.4 ncercarea n mediu virtual a elementelor cu amortizare adiional utliznd
MEF .......................................................................................................................... 158 52
5.5 Concluzii ................................................................................................................... 163 54
CAPITOLUL.6 CONCLUZII FINALE. CONTRIBUII PERSONALE. DISEMINAREA
REZULTATELOR. DIRECII VIITOARE DE CERCETARE 164 55
6.1 Concluzii finale ......................................................................................................... 164 55
6.2 Contribuii personale ................................................................................................ 166 56
6.3 Diseminarea rezultatelor ........................................................................................... 167 -
6.4 Direcii viitoare de cercetare ..................................................................................... 169 57
BIBLIOGRAFIE ............................................................................................................. 170 58
ANEXE .......................................................................................................................... 180 -
Anexa 1 Sistemul de adaptare a mecanismului de antrenare ................................... 180 -
Anexa 2 Semnalele captate axial la turbosuflanta GTB 2260V ............................... 182 -
Anexa 3 Semnalele captate axial la turbosuflanta GTB 2260V ............................... 185 -
Anexa 4 Desen de execuie rulment al turbosuflantei GTB 2260V .......................... 188 -
Anexa 5 Programul de simulare al profilelor subiri din tabl cu profil
sinusoidal ......................................................................................................... 189 -
Anexa 6 Programul de simulare al profilelor subiri din tabl cu profil bump ..... 192 -
[Type text]
CONTENT
Pg. Pg. thesis summary
MOTIVATION, OBJECTIVES, THESIS STRUCTURE ............................................... 3 1
CHAPTER.1 STATE OF ART REGARDING THE USAGE AND DEVELOPMENT
OF FORCED SUPERCHARGING SYSTEMS USED ON VEHICLE
ENGINES ..................................................................................................... 6 3
1.1 Issues regarding diminish of overall size a actual problem in engine vehicle
construction ................................................................................................................... 6 3
1.2 General issues regarding supercharging systems ....................................................... 16 4
1.2.1 Acoustic supercharging ........................................................................................ 18 5
1.2.2 Roots compressor supercharging ......................................................................... 19 5
1.2.3 Pressure wave compressor supercharging (Comprex) ......................................... 19 5
1.2.4 G type compressor supercharging ........................................................................ 20 6
1.2.5 Turbocharger supercharger .................................................................................. 21 6
1.3 Turbocharger general structure ................................................................................... 22 6
1.4 Turbocharger construction types ................................................................................ 26 7
1.4.1 Two steps variable intake turbine ........................................................................ 26 7
1.4.2 Continuous variable intake turbine ...................................................................... 27 7
1.4.3 Variable geometry intake turbine ........................................................................ 27 7
1.5 Comparison between general performances of hydrodynamic and rolling bearings
used on turbochargers manufacturing ........................................................................ 29 8
1.6 Conclusions ................................................................................................................ 32 8
CHAPTER. 2 VEHICLE ENGINE TURBOCHARGERS NUMERICAL MODELING
USING FINITE METHOD ELEMENTS ................................................ 34 9
2.1 Assumptions used in turbocharger modeling ............................................................. 34 9
2.2 Turbocharger rotor kinematics ................................................................................... 36 9
2.3 Equations that describe the rotor components movement .......................................... 37 10
2.3.1 Disk equations ...................................................................................................... 37 10
2.3.2 Turbocharger shaft equations ............................................................................... 38 10
2.3.3 Bearing equations ................................................................................................ 41 11
2.4 Generalized equation of turbocharger rotor ................................................................ 42 11
2.5 Mathematical modeling of turbocharger rotor sustained by rolling bearings, using
Matlab ......................................................................................................................... 43 11
2.5.1 Simplifying assumptions used in mathematical modeling .................................. 43 12
[Type text]
2.5.2 General characteristics of elements used in turbocharger modeling ................... 44 12
2.5.3 Validation of mathematical model accomplished for simulation of turbocharger
rotordynamic behavior ......................................................................................... 46 13
2.5.4 Analysis of results obtained by mathematical modeling of turbocharger rotors
sustained by rolling bearings ............................................................................... 47 14
2.5.4.1 Revolution speed effect over the system .................................................... 47 14
2.5.4.2 Bearing stiffness effect over the system .................................................... 52 17
2.5.4.3 Bearing damping effect over the system .................................................... 55 18
2.6 Conclusions ................................................................................................................ 58 19
CHAPTER. 3 TURBOCHARGER VIBRATIONAL BEHAVIOUR SIMULATION 61 21
3.1 Modal analysis of rolling bearings turbocharger using Ansys software..................... 62 21
3.1.1 Assumption used .................................................................................................. 62 21
3.1.2 Results obtained by modal analysis using FEM without applying montage
constraints ............................................................................................................ 62 22
3.1.3 Results obtained by modal analysis using FEM with applying montage
constraints ........................................................................................................... 69 24
3.1.4 Frequencies comparative analysis obtained by simulation considering two
cases: free parts, constrained parts ........................................................................ 75 27
3.1.5 Frequencies comparative analysis simulation experiment considering free
parts without constraints ...................................................................................... 77 28
3.2 Rolling bearing natural frequencies identification using analytical methods ............. 83 28
3.2.1 Rolling bearing natural frequencies calculus ....................................................... 83 28
3.2.2 Results obtained by analytical calculus .............................................................. 84 29
3.3 Conclusions ................................................................................................................ 86 29
CHAPTER. 4 EXPERIMENTAL RESEARCH OVER TURBOCHARGER
ROTODYNAMICS. EXPERIMENTAL RESULTS ANALYSIS ......... 87 30
4.1 General considerations regarding turbocharger model testing ................................... 88 31
4.1.1 Work assumptions ................................................................................................ 89 31
4.1.2 Experimental methods of model analysis ............................................................ 89 32
4.1.3 Date acquisition ................................................................................................... 90 32
4.2 GTB 2260 V rolling bearing turbocharger experiment model analysis ..................... 91 33
4.2.1 Used methodology ............................................................................................... 91 33
4.2.2 Model analysis equipment ................................................................................... 91 33
4.2.3 Results obtained by model testing of turbine housing ......................................... 94 34
4.2.4 Results obtained by model testing of compressor housing .................................. 96 35
4.2.5 Results obtained by model testing of intermediate housing ................................ 98 35
[Type text]
4.2.6 Results obtained by model testing of assembled rotor ...................................... 100 36
4.2.7 Results obtained by model testing of turbocharger assembly ............................ 101 37
4.2.8 Conclusions ........................................................................................................ 103 37
4.3 GTB 2260V and GTV 2600 rotordynamic testing ................................................... 103 38
4.3.1 Equipment and methodology and for turbocharger rotor testing ....................... 103 38
4.3.2 Test rig results obtained by turbocharger dynamic rotor testing ....................... 111 39
4.3.2.1 Test rig test on rolling bearing GTB 2260 V turbocharger ...................... 113 40
4.3.2.2 Test rig test on hydrodynamic GTV 2600 turbocharger .......................... 116 40
4.3.3 Test rig test on bearing turbocharger using B&K Pluse 12 Vibration platform 119 41
4.3.3.1 Revolution speed and unbalance influence over vibration amplitudes .... 119 41
4.3.3.2 Oil film influence over vibration amplitudines ........................................ 123 42
4.3.3.3 Transient regimes influence over vibration amplitudes ........................... 124 42
4.3.4 Test rig test on hydrodynamic bearing turbocharger using B&K Pulse 12
Vibration Platform ............................................................................................. 127 43
4.3.4.1 Revolution speed and unbalance influence over vibration amplitudes .... 127 43
4.3.4.2 Oil film influence over vibration amplitudes ........................................... 130 44
4.3.4.3 Transient regimes influence over vibration amplitudes ........................... 131 44
4.4 Vibrational performances comparison of rolling and hydrodynamic bearing
turbochargers ............................................................................................................ 135 44
4.4.1 Vibrational performances of rolling bearing turbochargers comparing
with hydrodynamic bearing turbochargers vibrational performances at
stabilized regimes .............................................................................................. 135 45
4.4.2 Vibrational performances of rolling bearing turbochargers comparing
with hydrodynamic bearing turbochargers vibrational performances at
accelerated regimes ............................................................................................ 137 45
4.4.3 Vibrational performances of rolling bearing turbochargers comparing
with hydrodynamic bearing turbochargers vibrational performances at
decelerated regimes ........................................................................................... 139 45
4.5 Conclusions .............................................................................................................. 141 46
CHAPTER. 5 THEORETICAL ANALYSIS OF ADDITIONAL DAMPING
DEVICES USED FOR TURBOCHARGER ROTORDYNAMIC
STABILITY OPTIMIZATION ............................................................... 142 47
5.1 Analysis scope .......................................................................................................... 142 47
5.2 Issues regarding calculus of additional damping devices used in rolling bearing
turbochargers manufacturing .................................................................................... 148 48
5.3 Theoretical issues of Finite Element Method used in simulating and modeling of
thin plate profiles ....................................................................................................... 153 51
[Type text]
5.4 Simulation of additional damping devices using FEM ............................................ 158 52
5.5 Conclusions .............................................................................................................. 163 54
CHAPTER.6 FINAL CONCLUTION. PERSONAL CONTRIBUTIONS. RESULTS
DISSEMINATION. FUTURE RESEARCH PERSPECTIVES 164 55
6.1 Final conclusions ...................................................................................................... 164 55
6.2 Personal contributions .............................................................................................. 166 56
6.3 Results dissemination ............................................................................................... 167 -
6.4 Future research perspectives ..................................................................................... 169 57
BIBLIOGRAPHY ........................................................................................................... 170 58
ANNEX .......................................................................................................................... 180 -
Annex 1 Adjustment of the drive mechanism ............................................................ 180 -
Annex 2 Axial signals gathered on GTB 2260V turbocharger ................................. 182 -
Annex 3 Axial signals gathered on GTB 2260V turbocharger ................................. 185 -
Annex 4 Rolling bearing of GTB 2260V turbocharger production drawing .......... 188 -
Annex 5 Sinus thin plate profile simulation program ............................................... 189 -
Annex 6 Bump thin plate simulation program .......................................................... 192 -
1
Motivaia, obiectivele, structura tezei Motorul cu ardere intern, n special cel destinat propulsiei autovehiculelor este nevoit s se supun unor constrngeri progresive i stricte privind nivelul emisiilor poluante chimice precum i al emisiilor cu efect de ser (CO2). n aceste condiii o cale ce se generalizeaz n dezvoltarea acestor motoare este micorarea dimensiunilor de gabarit (downsizing-ul), nsoit de recuperarea puterii prin procedeul supraalimentrii forate. Agregatul de supraalimentare forat cu cea mai mare arie de utilizare este turbosuflanta, care n condiiile micorrii dimensiunilor de gabarit trebuie s lucreze la turaii din ce n ce mai mari, astfel c de la valori de 6000070000 rot/min, frecvente n urm cu 2025 de ani, turaiile de funcionare au crescut la valori de 200000 rot/min, n unele cazuri atingndu-se chiar 300000 rot/min. n aceste condiii, abateri infime ale distribuiei neuniforme a masei n construcia rotorului de turbosuflant provoac dezechilibre dinamice puternice. Tendina de utilizare a lagrelor cu rostogolire n construcia turbosuflantelor, caracterizat de contactul rigid ntre carcasa de susinere i inelul exterior al lagrului introduce surse suplimentare de mrire a amplitudinilor vibraiilor fa de lagrele cu alunecare. Este posibil ca n cazul utilizrii lagrelor cu rostogolire, dar nu numai, amplitudinea vibraiilor s se amplifice n anumite regimuri de funcionare n special la regimurile tranzitorii de decelerare astfel nct zgomotul produs de turbosuflant s depeasc limitele normale, iar rotorul compresorului sau rotorul turbinei s loveasc carcasele aferente ajungndu-se la distrugerea rotorului turbosuflantei.
Aceste fenomene pot conduce i la uzarea prematur a lagrelor de susinere ale rotorului, situaie care conduce la majorarea amplitudinilor vibraiilor i la pierderi substaniale de ulei din instalaia motorului.
n ultima perioad, datorit progresului n domeniul materialelor i al proceselor tehnologice se constat tendina de a utiliza ca lagre de susinere ale rotorului de turbosuflant, rulmeni (Schaeffler cod: EDD-BCP-SCB1423Y3-M2 al cror desen de execuie este prezentat n Anexa IV) care trebuie s asigure funcionarea corect a agregatului pn la o turaie de aproximativ 300000 rot/min.
Deoarece funcionrile neconforme ale turbosuflantelor de turaie ridicat au aprut la utilizarea lor pe autoturisme de clas ridicat (BMW, Mercedez-Benz, Audi), productorii turbosuflantelor i a componentelor acestora i pun cu acuitate problema stabilirii cauzelor care influeneaz n mod direct sau indirect regimul amplitudinilor de vibraie.
Lucrarea de fa are ca scop s gseasc rspunsurile corecte privind cauzele i parametrii care influeneaz comportamentul dinamic al turbosuflantelor de turaie ridicat, avnd ca element investigat turbosuflanta GTB 2260V fabricat la TurboMecanica Bucureti, turbosuflant echipat cu lagr cu rostogolire de fabricaie Schaeffler Group.
Pe parcursul lucrrii s-a realizat i o analiz comparativ a comportamentului dinamic al turbosuflantei GTB 2260V (cu lagr cu rostogolire) i al turbosuflntei GTV 2600 (cu lagr cu alunecare), care posed caracteristici foarte asemntoare legate de mas, turaie i debit.
Principalele obiective pe care i le-a impus teza de doctorat sunt: stabilirea modelelor matematice care descriu i analizeaz micarea
componentelor turbosuflantei i al rotorului turbosuflantei ca subansamblu;
analiza modal a turbosuflanei GTB 2260V cu lagre de rostogolire;
testarea dinamic a rotorilor turbosuflantei GTB 2260V cu lagre cu rostogolire
i turbosuflantei GTV 2600 echipat cu lagre cu alunecare, n vederea
comparrii performanelor la vibraii;
analiza teoretic a elementelor de amortizare adiional pentru optimizarea
stabilitii dinamice a rotorului turbosuflantei cu lagr cu rostogolire.
2
Pentru realizarea obiectivelor evideniate anterior lucrarea a fost structurat n urmtoarele capitole:
Partea introductiv prezint obiectivele, necesitatea i motivaia tezei de doctorat;
n Capitolul 1 este prezentat un studiu asupra sistemelor de supraalimentare forat a
motoarelor pentru autovehicule, o atenie deosebit acordndu-se aspectelor constructive i
funcionale ale supraalimentrii cu turbosuflant;
Capitolul 2 descrie modelele matematice utilizate n modelarea analitic a rotorilor de
turbosuflant susinui de lagre cu rostogolire i analizeaz influena diferiilor parametri
(turaia, rigiditatea i amortizarea lagrelor) asupra stabilitii dinamice a rotorului
turbosuflantei;
Capitolul 3 este dedicat realizrii simulrilor referitoare la analiza modal a componentelor
turbosuflantei GTB 2260V cu lagr cu rostogolire, cu scopul identificrii frecvenelor proprii
de vibraie;
Capitolul 4 cuprinde aspectele legate de testarea experimental a turbosuflantei GTB 2260V
(cu lagr cu rostogolire) i a turbosuflantei GTB 2600 (cu lagr cu alunecare) n vederea
evidenierii comportamentului la vibraii general, msurtorile fiind efectuate n maniera n
care s poata fi realizat o comparaie pertinent privind cele dou tipuri de turbosuflante, cu
lagre cu rostogolie i cu lagre cu alunecare;
Capitolul 5 abordeaz aspectele optimizrii comportamentului la vibraii al rotorului
turbosuflantei GTB 2260V, realizndu-se o propunere i o analiz efectiv a unor elemente tip
sinus i bump cu caracter de amortizor adiional al vibraiilor.
Capitolul 6 este rezervat concluziilor finale, contribuiilor personale, capitolul sugernd
aspecte legate de cercetrile viitoare care pot fi desfurate n cadrul acestui domeniu al
turbosuflantelor de turaie ridicat echipate cu lagre cu rostogolire.
Teza cuprinde de asemenea ase Anexe i Bibliografia aferent domeniului studiat n cadrul
lucrrii.
Abordarea inginereasc a lucrrii permite obsevarea i nelegerea principalilor parametri care influeneaz comportamentul dinamic i la vibraii al rotorilor de turbosuflant, susinui de lagre moderne cu rostogolire, n comparaie cu comportamentul rotorilor de turbosuflant susinui de lagre clasice cu alunecare.
***
Autorul aduce mulumiri deosebite Prof.dr.dhc.ing. RADU Gh. Alexandru care a coordonat i contribuit la realizarea prezentei lucrri, regretatului Acad.Prof.dr.dhc.ing. CHIRIACESCU S.T cu care autorul a avut onoarea s colaboreze, Prof.dr.ing. ROCA I.Clin ale crui observaii i recomandri au ajutat la realizarea studiului, Prof.dr.ing.mat. NICOAR Dumitru ale crui remarci au ajutat la nelegerea anumitor aspecte legate de modelarea sistemelor rotorice, domnului ing. CEORNEA Marian care a facilitat cercetarea experimental pe standul dinamic Schenck MBS 110, domnului ing. Sergiu TOADER, director al firmei Magic
Systems, prin bunvoina cruia s-au executat piese de complexitate ridicat i nu n ultimul rnd tuturor Profesorilor ale cror lucrri valoroase au fost indispensabile pentru nelegerea i aprofundarea domeniului dinamicii rotorilor de turbosuflant.
Mulumiri Companiei Schaeffler Group care a oferit spre studiu dou turbosuflante GTB 2260V i rulmeni care au fost folosii pentru cercetarea experimental.
3
Capitolul 1
Stadiul actual privind utilizarea i dezvoltarea sistemelor de
supraalimentare forat a motoarelor pentru autovehicule
1.1 Micorarea dimensiunilor de gabarit o problem de actualitate n construcia motoarelor pentru autovehicule
Datorit faptului c n construcia motoarelor cu ardere intern a aprut necesitatea
obinerii unor performane sporite sub aspect ecologic i energetic, s-a apelat la conceptul de
downsizing, care este reprezentat de diminuarea dimensiunilor de gabarit a motoarelor de
autovehicule.
Conceptul de downsizing a avut o dezvoltare foarte rapid datorit faptului c la
motoarele cu ardere intern a fost introdus pe scar larg metoda supraalimentrii [57].
S-a observat faptul c introducnd un agregat de supraalimentare pe un motor cu aspiraie
natural se obine o cretere notabil a performanelor acestuia fr a se modifica gabaritul
motorului. Astfel s-a ntrevzut utilitatea downsizing-ului n paralel cu supraalimentarea
motoarelor.
De fapt downsizing-ul la motoare rspunde la urmtoarele cerine generale:
1) mrirea performanelor ecologice ale motoarelor, pentru ncadrarea n limitele
legislaiei actuale;
2) reducerea dimensiunilor de gabarit ale motoarelor cu pstrarea acelorai performane
energetice.
Reducerea dimensiunilor de gabarit cu pstrarea acelorai perfomane energetice a putut
fi realizat datorit:
a) micorrii dimensiunilor pieselor n micare;
b) mririi presiunii de admisie n motor;
c) reducerii transferului de cldur la interaciunea fluid-perete prin reducerea suprafeei
interioare i prin micorarea distanei parcurs de flacr n interiorul cilindrului;
d) reducerii forelor de frecare prin micorarea suprafeei pieselor n micare relativ.
Dac vorbim de dowsizing la motoarele cu aprindere prin scnteie ne referim la mutarea
zonei de exploatare definit de vitez/sarcin, spre o zon de lucru unde se obin performane de
exploatare asemntoare, dar cu micorarea capacitii cilindrice a motorului. Aceast concepie
a dus la apariia a tot mai multe motoare cu downsizing pe piaa mondial, cu previziunea ca
aceste motoare vor ocupa majoritatea pieei mondiale n urmtorii ani.
Cea mai mare investiie a productorilor de motoare pentru autovehicule este dedicat
principalului factor care micoreaz performanele autovehiculelor: frecarea dintre diferitele
componente aflate n micare ale motorului, precum i a autovehiculului n generalProcedurile
de downsizing sunt aplicabile att motoarelor cu aprindere prin scnteie ct i motoarelor cu
ardere prin comprimare, intind n special gama de vehicule reprezentate de segmentul
vehiculelor pentru transportul de pasageri.
Concluzionnd, la nivelul arborelui cotit, se consum o energie mare pentru
transformarea micrii de translaie n micare de rotaie. De aici putem remarca faptul c un
4
motor cu capacitate cilindric mai mic poate fi mai rapid dect un motor cu capacitate cilindric
mare. Acest lucru poate fi posibil datorit faptului c puterea furnizat de un motor oarecare este
o funcie care depinde n mod direct de cuplu i turaia arborelui cotit. Totodat frecarea din
interiorul motorului este dependent de dimensiunea pieselor acestuia care se afl n contact
[116]. Deci un motor cu capacitate cilindric mare, are suprafee aflate n contact de dimensiuni
mari, conducnd la fore de frecare mai mari, care la nivelul arborelui cotit nseamn pierderi
energetice mai mari pentru nvingerea frecrilor.
Cercettorul Arif Basheer [10] afirm c cea mai important unealt aflat la ndemana
inginerilor pentru reducerea emisiilor poluante este downsizing-ul. Se pare c motoarele Diesel
au suferit n ultimii 30 de ani o politic de downsizing agresiv i de aceea o mpingere i mai
departe a acestui concept la motoarele Diesel se va realiza doar la vehiculele echipate cu
motoare Diesel care au capaciti cilindrice n jurul valorilor de 25003500 cmc3. Asupra
motoarelor Diesel atenia va fi axat pe controlul i folosirea sarcinii motorului n mod
corespunztor.
Pn n 2016 ponderea motoarelor Diesel cu capacitate cilindric mai mare de 2000 cmc3
pe piaa auto va fi de maxim 10% din total, dei procentul vehiculelor cu motoare Diesel cu
capacitate cilindric cuprins ntre 15002000 cmc3 pare c va avea un procent considerabil din
piaa, procent care se afl n continu cretere.
Acelai studiu apreciaz c la nivelul anului 2016 aproximativ 70% din piaa motoarelor
cu aprindere prin scnteie va fi ocupat de motoare cu capacitate cilindric cuprins ntre
9001300 cmc3.
Datorit faptului c la ora actual randamentul motoarelor cu ardere intern este undeva
la o valoare de aproximativ 30% s-a prevzut necesitatea creterii acestui randament la valori
mai ridicate pentru a putea beneficia de o putere superioar totui cu un consum sczut de
combustibil.
Acest randament relativ sczut al motoarelor cu ardere intern este datorat pe de o parte
frecrilor ntre piesele aflate n micare relativ una faa de cealalt. [1].
Supraalimentarea cu turbosuflant rezolv la ora actual cu succes o serie problemele
aprute la motoarele cu downsizing. Randamentul unui motor supraalimentat este mai bun
deoarece turbosuflanta nu utilizeaz puterea motorului pentru creterea presiunii amestecului
proaspt n admisie, ci folosete energia gazelor de evacuare pentru a realiza acest lucru.
1.2 Aspecte generale privind agregatele de supraalimentare
Scopul supraalimentrii unui motor cu ardere intern este acela de a mbunti umplerea
cilindrilor cu amestec proaspt, acest lucru conducnd la o sporire simitoare a performanelor de
putere, economicitate i ecologice generate de motorul cu ardere intern.
n cazul n care un motor a fost supraalimentat corect, prin aceasta nelegndu-se o
corelare corespunztoare ntre agregatul de supraalimentare i motor, va conduce la o cretere a
presiunii medii efective pe ciclu, fr o cretere excesiv a presiunii maxime pe piston. n
figurile 1.8 i 1.9 se prezint n scopuri comparative, diagramele indicate n coordonate presiune-
volum aferente unui motor cu aspiraie natural, respectiv supraalimentat [70].
5
Fig.1.8 Ciclul cu aspiraie natural [70] Fig.1.9 Ciclul cu supraalimentare [70]
1.2.1 Supraalimentarea acustic
Acest tip de supraalimentare folosete pentru procesul de supraalimentare fenomenele
dinamice care au loc la deplasarea coloanelor de gaze prin colectorul de admisie, n perioada
admisiei amestecului proaspt. Cu alte cuvinte, fenomenele dinamice ale coloanelor de gaze sunt
asemntoare fenomenelor ntlnite la vibraiile sonore. Acest procedeu de supraalimentare se
bazeaz pe dou fenomene eseniale i anume: fenomenul inerial i fenomenul ocilatoriu al
coloanelor de gaze. Cele dou fenomene acioneaz cu preponderen n tandem, pentru o
corecta supraalimentare a motorului, dar exist i perioade, n funcionarea motorului cnd ele
acioneaz separat.
Cercetrile teoretice i experimentale au stabilit faptul c pentru a obine efectul de
supraalimentare acustic este nevoie ca pe msur ce turaia motorului crete, lungimea traseului
de admisie trebuie s se micoreze.
1.2.2 Supraalimentarea cu compresor volumic de tip Roots
Acest tip constructiv de agregat de supraalimentare este un compresor volumic. Este
compus din dou rotoare care au aceeai vitez turaie, dar se rotesc n sensuri opuse. Unele
compresoare utilizate de anumii fabricani de motoare pentru autovehicule folosesc compresoare
de o construcie mai pretenioas i anume compresoare cu trei lobi, cu o justificare a modalitii
de construcie din prisma faptului c scprile de aer la aceste variante de compresoare sunt mult
mai sczute, dect n cazul variantelor cu doi lobi.
Pierderile de presiune din agregat sunt mici la turaii de funcionare ridicate, datorit
reducerii timpului de scpare a aerului comprimat pe lng rotoare i carcas [70].
1.2.3 Supraalimentarea cu compresor cu unde de presiune (Comprex)
Acest tip de supraalimentare cu unde de presiune utilizeaz un agregat de supraalimentare
denumit Comprex. Compania care a introdus pentru prima dat n producie acest tip de
supraalimentare a fost Boveri, Elveia.
Acest tip de agregat utilizeaz pentru comprimarea aerului energia gazelor de evacuare.
Antrenarea acestui agregat se realizeaz direct de la motorul cu ardere intern prin intermediul
unei curele profilate. Comprimarea aerului este realizat efectiv de gazele provenite din urma
arderii.
Acest tip de supraalimentare are un randament foarte ridicat, are un timp de reacie foarte
mic, fiind eficient n domeniul turaiilor joase i n regimurile tranzitorii de acceleraie.
6
1.2.4 Supraalimentarea cu compresor de tip G
Acest tip de agregat are o construcie mai pretenioas, el fiind alctuit din dou
semicarcase desprite de un disc care execut o micare plan- paralela. Discul este montat pe un
arbore cu excentric iar micarea plan-paralel este executat cu ajutorul unui arbore secundar.
Arborele principal antreneaz arborele secundar cu ajutorul unei curele dinate. Cei doi arbori au
aceeai excentricitate i se rotesc cu aceeai turaie. Att semicarcasele ct i discul prezint cte
doi perei n form de spiral care delimiteaz camerele n care evolueaz fluidul de lucru. Pereii
semicarcaselor i cei ai discului mobil se intercaleaz, iar camerele formate sunt etanate cu
ajutorul unor garnituri.
1.2.5 Supraalimentarea cu turbosuflant
Turbosuflanta este cel mai ntlnit agregat de supraalimentare a motoarelor pentru
autovehicule. Ca principiu de funcionare, turbosuflanta folosete energia gazelor de evacuare
care acioneaz rotorul unei turbine pe axul creia este montat i rotorul unei suflante/compresor,
care se va roti deci cu aceeai turaie cu a turbinei i care va realiza procesul de ridicare a
presiunii aerului care intr n cilindrii motorului. Domeniul turaiilor de funcionare este cuprins
frecvent ntre 60000250000 rot/min.
Acest turaie de funcionare, cumulat cu temperaturi ridicate ale gazelor de evacuare ce
au i un caracter coroziv, impun adevrate bariere la capitolele de ungere i comportament
dinamic al turbosuflantei [107]. Pentru minimizarea timpului de rspuns al turbosuflantei se
utilizeaz rotori fabricai din materiale ceramice cu momente de inerie reduse [107], acetia
putnd fi accelerai n intervale de timp mult mai mici dect rotorii clasici executai din aliaje de
oel. Ceramica este un material preferat i cnd este vorba de temperaturi mari de funcionare,
aa cum este i cazul turbosuflantei [107].
1.3 Structura general a unei turbosuflante
n general o turbosuflant are urmtoarea configuraie constructiv prezentat n figura
1.14. [70]
Fig.1.14 Principalele componente ale unei turbosuflante [70]
Notaiile au urmtoarele semnificaii:
1. arbore turbosuflant; 2. difuzor suflant; 3. deflector de ulei; 4. evacuare ulei; 5. lagre de
alunecare; 6. canal de admisie a gazelor arse n turbin; 7. canal de evacuare a gazelor
arse din turbin; 8. rotor cu palete turbin; 9. carcas turbin; 10. scut termic; 11. admisie
7
ulei; 12. colector de evacuare a aerului din suflant; 13. rotor cu palete suflant; 14. canal
de admisie suflant.
Suflanta/Compresorul
Suflanta din componena turbosuflantei, are rolul de a furniza motorului o ncrctur
proaspt (de regul aer) la o presiune mai ridicat (presiunea de supraalimentare) dect cea
ambiental. Rotorul compresorului, antrenat de turbin, ridic considerabil energia cinetic a
aerului proaspt, care n difuzorul compresorului i n canalul de evacuare al acestuia se
transform preponderant n energie potenial a aerului caracterizat prin creterea presiunii
statice [135].
Turbina
Are rolul de a antrena cu turaii ridicate suflanta, prin prelucrarea total sau parial a
gazelor arse care prin destindere ofer suflantei energia necesar pentru comprimarea aerului.
Rotorul compresorului i rotorul suflantei sunt amplasai pe acelai arbore care se rotete
cu turaii ridicate, lucru ce permite diminuarea dimensiunilor de gabarit [70], [135].
Turbosuflantele moderne utilizeaz o variant modern de rezemare a rotorilor utiliznd
lagre de rostogolire de tipul rulmenilor cu bile.
1.4 Tipuri constructive de turbosuflante
1.4.1 Turbina cu admisie variabil n dou trepte
Turbina cu admisie variabil n dou trepte prezint, n cadrul carcasei, unul sau dou
ajutaje n vederea reglrii debitului de gaze arse. n cazul construciilor cu dou ajutaje unul
dintre canale este prevzut cu un dispozitiv de obturare, de tipul unei clapete. Dac motorul
funcioneaz la turaii joase clapeta de obturare se poziioneaz n poziia de nchis, astfel viteza
gazelor arse care strbat ajutajul crescnd odat cu reducerea seciunii de trecere. Odat ce
motorul funcioneaz la turaii ridicate, clapeta trece treptat, n funcie de turaie, de la poziia
nchis la poziia deschis, mrindu-se n acest fel seciunea de trecere a gazelor rezultate n urma
arderii [70].
1.4.2 Turbina cu admisie variabil continu
Spre deosebire de turbosuflantele cu admisie variabil n una sau dou trepte, acest tip
constructiv de turbosuflant prezint un singur ajutaj de admisie a gazelor de evacuare la nivelul
turbinei. Ajutajul este compus dintr-o clapet care modific seciunea de curgere a gazelor arse
prin carcasa turbinei. Poziia clapetei este controlat, ca i n cazul anterior, de unitatea central
de control. Comandarea poziiei se face n funcie de regimul de funcionare al motorului astfel,
la turaii mari clapeta este n poziia deschis, iar n cazul funcionrii la turaii joase clapeta,
micoreaz seciunea de trecere a gazelor, nlturnd efectul energiei sczute a gazelor de
evacuare, prezent la aceste regimuri
1.4.3 Turbina cu geometrie variabil
n general performanele de cuplu i putere ale unui motor cu ardere intern
supraalimentat cu turbosuflant in de procesele de curgere gazo-dinamice care au loc la nivelul
rotorului de turbosuflant. n cadrul primelor ncercri de acordare a turbosuflantei cu motorul cu
ardere intern, acordarea se realiza pe curba de putere nominal. S-a obsevat faptul c la
scderea turaiei de funcionare a motorului, procesul de supraalimentare ntmpina anumite
deficiene datorate n special debitului sczut de gaze arse care strbteau turbina.
8
Geometria variabil rezolv problema reglrii continue a debitului de gaze arse care
strbat turbina la toate regimurile de funcionare ale motorului i la turaii ridicate, dar i la
turaii sczute.
1.5 Comparaii ntre performanele generale ale lagrelor cu alunecare i
lagrelor cu rostogolire utilizate n construcia turbosuflantelor
Studiile de realizate de specialitii companiei Honeywell, unul din principalii productori
de turbosuflante subliniaz faptul c turbosuflantele echipate cu lagre cu rostogolire au o durat
de via mai mare, cnd vine vorba de ntreruprea alimentrii cu ulei a turbosuflantei, dect n
cazul tubosuflantelor cu lagre cu alunecare [140].
Figura 1.24 prezint durata de via a ambelor categorii de lagre (cu alunecare, cu
rostogolire cnd se ntrerupe alimentarea cu ulei a turbosuflantei.
Fig.1.24 Comparaie ntre durabilitatea lagrelor n condiiile ntreruperii alimentrii cu ulei
[140]
Studiul cercettorilor de la Honeywell concluzioneaz prin afirmaia c aproape la toate
ncercrile la care turbosuflantele cu lagre cu rostogolire au fost supuse comportarea acestora
din punct de vedere dinamic al durabilitii i eficienei totale, viitorul n domeniul construciei i
dezvoltrii turbosuflantelor l aparine lagrelor cu rostogolire hibride, realizate din corpuri de
rostogolire (bile) ceramice i ci de rulare realizate din oel.
1.6 Concluzii Tendina acutal de generalizare a procedeului de downsizing impune cu necesitate
utilizarea agregatelor de supraalimentare de tip turbosuflant; n condiiile n care dimensiunile
turbosuflantelor se reduc, turaia de funcionare crete considerabil, la valori frecvente de
150000300000 rot/min, astfel c problema dinamicii rotorilor de turbosuflant devine crucial
pentru analiza stabilitii sistemului.
n orice caz, problema principal aprut n cadrul funcionrii turbosuflantelor este
strns legat de rezemarea arborelui de turbosuflant pe lagre fie ele hidrodinamice cu
alunecare sau lagre cu rostogolire.
Cercetrile legate de durabilitatea lagrelor hibride au evindeniat faptul c utilizarea
materialelor ceramice n construcia lagrelor aduce un aport de performan suficient de ridicat
pentru a justifica costurile mai ridicate de fabricare a lagrelor hibride, fa de costurile implicate
la fabricarea lagrelor convenionale din oel.
Din testele efectuate de specialiti s-a concluzionat c randamentul mecanic al turbinei
unei turbosuflante care utilizeaz lagre cu rostogolire este mai mare cu aproximativ 2.5 %, fa
de randamentul turbinei unei turbosuflante care este echipat cu lagre cu alunecare.
9
Capitolul 2
Modelarea numeric a turbosuflantelor pentru autovehicule
utiliznd metoda elementelor finite
Metoda elementelor finite reprezint cea mai des utilizat metod de modelare a
sistemelor mecanice aflate n micare de rotaie. Ea reprezint o evoluie a metodei Galerkin,
avantajul metodei modelrii cu elemente finite constnd n discretizarea geometriilor complexe
n elemente discrete elemente finite care sunt conectate ntre ele prin noduri [99], [108], [110],
[111].
2.1 Ipoteze de lucru n modelarea turbosuflantei
Pentru modelarea turbosuflantei cu lagre cu rostogolire s-a avut n vedere realizarea
unui model cu elemente finite ct mai apropiat de modelul real alt turbosuflantei GTB 2260 V cu
lagre cu rostogolire.
Modelul discretizat pe elemente finite al turbosuflantei este prezentat n figura 2.2, n
cadrul creia se pot observa elementele componente principale din care a fost realizat modelul
cu elemente finite: elemente de tip disc, arbore i lagre [99].
Fig.2.2 Modelul discretizat cu elemente finite
n figura 2.2 elementele pentru rotorul compresorului, respectiv ale turbinei, s-au
considerat elemente de tip disc cu mase i proprieti geometrice asemntoare celor reale.
2.2 Cinematica rotorului de turbosuflant
Pentru a studia comportamentul la vibraii al rotorului de turbosuflant se consider un
sistem de referin fix, fa de care se studiaz vibraiile laterale ale sistemului rotoric considerat.
n acest caz, arborele de turbosuflant are urmtoarele deplasri [99], [108], [110]:
dou translaii v(x,t) i w(x,t) corespunztoare axelor Y i Z;
dou rotaii i manifestate n jurul axelor Y i Z.
10
2.3 Ecuaiile care descriu micarea componentelor rotorului de turbosuflant
2.3.1 Ecuaiile discului
n cazul modelrii rotorului compresorului i rotorului turbinei, s-au considerat elemente
finite de tip disc, rigide.
Dac se neglijeaz la nivelul discului orice dezechilibru, energia cinetic a discului are
forma [99], [110], [111]:
2zz2yy2xx22dc JJJ2
1wvm
2
1E (2.3)
unde: TzyPx JJJ;JJ reprezint momentele de inerie polare i diametrale, cu dm s-a
notat masa discului.
Dac se aplic ecuaiile lui Lagrange pentru elementul de tip disc se poate obine forma
matricial care descrie micarea unui disc [99], [110], [113].
y
z
z
y
y
z
P
P
y
z
T
d
T
d
M
T
M
T
w
v
00J0
0000
J000
0000
w
v
J000
0m00
00J0
000m
(2.4)
2.3.2 Ecuaiile arborelui rotorului turbosuflantei
Elementele de arbore cel mai des utilizate n cadrul modelrii sistemelor rotorice cu
metoda elementului finit sunt de dou categorii [2], [52], [76]:
model de bar Euler-Bernoulli;
model de bar Timoshenko.
Pentru un element de tip arbore sunt definitorii matricile care in de: rigiditate, mas i
efect giroscopic. n ecuaiile 2.7 sunt prezentate formele generale pentru un element de tip
arbore [88], [97], [99], [108]:
0g
g0
G
m0
0m
M,
k0
0k
K
a
a
a
a
a
a
a
a
a (2.7)
Dac n cadrul modelrii elementelor de tip arbore se utilizeaz elemente de bar tip
Timoshenko, se poate ine cont de efectul dat de forfecare i de ineria seciunilor [99]. Pentru a
obine matricile de inerie i giroscopic pentru elementul de tip bar Timoshenko se consider
un element de bar infinitezimal, pentru care se scrie ecuaia energiei cinetice [99], [108], [124]:
dx2I2
1I
2
1wvA
2
1Ed zy
2P
2z
2y
22c
(2.8)
11
Ecuaiile de micare general pentru elementul de tip arbore sunt date de [99], [108]:
az
ay
az
ay
a
a
az
ay
a
a
f
f
q
q
0g
g0
q
q
m0
0m
(2.12)
2.3.3 Ecuaiile lagrelor
n funcie de numrul de lagre de care dispune rotorul se pot scrie urmtoarele matrici
de rigiditate i amortizare [99]:
0000
0c0c
0000
0c0c
csi
0000
0k0k
0000
0k0k
k
zzzy
yzyy
zzzy
yzyy
(2.15)
De menionat faptul c, n cadrul modelrii efectuate n acest studiu, lagrele au fost
considerate rigide i fixe [65], [69].
De obicei, cnd un rotor are o micare instabil din punct de vedere dinamic,
instabilitatea micrii este imprimat de comportamentul anizotrop al lagrelor cnd, n form
matematic kyzkzy [54].
2.4 Ecuaia generalizat a rotorului de turbosuflant
n cadrul subcapitolului 2.3 au fost descrise principalele elemente care compun un rotor
de turbosuflant, mpreun cu ecuaiile care descriu micarea, ecuaii particularizate pentru
fiecare coomponent n parte.
Pentru studierea comportamentului dinamic global al ansamblului rotor turbosuflanta-
lagre este necesar cuplarea ecuaiilor care descriu micarea fiecrei componente precum i a
matricilor aferente. Comportamentul general se realizeaz prin nsumarea matricilor elementare,
nsumare n cadrul creia se ine cont de gradele de libertate ale ansamblului rotor-lagre.
Ecuaiile generale care descriu micarea ansamblului rotor turbosuflant-lagre au forma [99]:
z
y
zzzy
yzyy
zzzy
yzyy
F
F
Z
Y
kkk
kkk
Z
Y
0g
g0
cc
cc
Z
Y
m0
0m
(2.16)
2.5 Modelarea matematic a rotorului de turbosuflant susinut n lagre cu
rostogolire, utiliznd soft-ul MatLab
Pentru a studia comportamentul dinamic al rotorului de turbosuflant susinut de lagre
de rostogolire s-au avut n vedere varierea a trei parametri fundamentali care influeneaz n mod
direct funcionarea rotorului de turbosuflant i anume: efectul dat de turaie, efectul dat de
rigiditatea lagrelor, efectul dat de amortizarea lagrelor. Observnd influena acestor trei
parametri asupra sistemului rotoric se pot trage concluzii obiective asupra stabilitii n
funcionare, putndu-se determina factorul principal care stabilizeaz sau destabilizeaz
funcionarea rotorului de turbosuflant.
12
2.5.1 Ipozele simplificatoare utilizate n modelarea matematic
Pentru realizarea modelului matematic s-au realizat o serie de aproximri, introduse cu
scopul de a simplifica aparatul matematic, n vederea realizrii implimentrii acestuia n cadrul
soft-ului Matlab [36], [72], [77], [92]. Aproximrile in de elementele de tip arbore, lagre i
discuri [96], [99], [110], [111].
2.5.2 Caracteristicile generale geometrice i funcionale ale elementelor utilizate n cadrul
modelrii turbosuflantei GTB 2260V
Pentru realizarea modelrii matematice a rotorului de turbosuflant GTB 2260V susinut
n lagre de rostogolire s-a recurs la cntrirea i msurarea efectiv a pieselor componente,
operaie necesar pentru obinerea unor rezultate ct mai apropiate de comportamentul n
funcionare al turbosuflantei.
Datele obinute n urma proceselor de cntrire i msurare pentru elementele
componente ale ansamblului rotoric sunt prezentate n tabelele 2.1, 2.2 i 2.3.
pentru roata de compresor:
Tabelul 2.1
Date generale Compresor
mas [kg] 0.055
diametru maxim [m] 0.06
nlime disc [m] 0.0262
momentele de inerie mecanice, diametrale i polare Jd, Jp [kgm
2]
;
pentru roata de turbin
Tabelul 2.2
Date generale Turbin
mas [kg] 0.120
diametru maxim [m] 0.0489
nlime disc [m] 0.0276
momentele de inerie mecanice, diametrale i polare Jd, Jp [kgm
2]
;
pentru arbore
Tabelul 2.3
Date generale Arbore
mas [kg] 0.045
diametru maxim [m] 0.015
n figura 2.9 este prezentat schema bloc general care evideniaz principalii pai
parcuri n cadrul tezei n vederea realizrii modelrii matematice a rotorilor de turbosuflant
susinui de lagre cu rostogolire.
13
Fig.2.9 Schema bloc utilizat pentru analiza modelului matematic al rotorilor de
turbosuflant
2.5.3 Validarea modelului matematic conceput pentru simularea comportamentului dinamic
al rotorului de turbosuflant
Dup stabilirea modelului matematic discretizat s-a realizat validarea acestuia [58].
Pentru asigurarea unei validri a modelului matematic realizat cu ajutorul soft-ului MatLab s-a
calculat locul rdcinilor (Root Locus) aferent sistemului de ecuaii prezentat anterior. De
menionat faptul c un model matematic este stabil dac valorile proprii sunt negative i plasate
n partea imaginar a soluiilor [7], [82], [110], [111].
La turaia de 200000 rot/min (fig.2.11) putem observa stabilitatea sistemului matematic
care descrie comportamentul rotorului [110] ,[111].
Fig.2.11 Locul rdcinilor pentru turaia de 200000 rot/min
14
2.5.4 Analiza rezultatelor n urma modelrii matematice a rotorului de turbosuflant susinut
n lagre cu rostogolire
2.5.4.1 Efectul turaiei de funcionare asupra sistemului
n vederea observrii comportamentului general al sistemului rotoric, pentru fiecare
simulare s-a trasat i studiat diagrama Campbell care prezint valorile frecvenelor proprii
amortizate n funcie de turaia de funcionare a rotorului. n figura 2.12 este prezentat diagrama
Campbell pentru rotorul modelat, aflat ntr-un regim de accelerare pn la o turaie de 100000
rot/min.
Fig.2.12 Diagrama Campbell pentru un regim de accelerare pn la 100000 rot/min
n figura 2.12 cu rou este reprezentat curba forward whirl, iar cu verde backward
whirl. Pe abscis este reprezentat turaia de antrenare a rotorului, iar pe ordonat sunt
reprezentate valorile frecvenelor proprii amortizate ale rotorului. La intersecia frecvenelor de
excitaie (reprezentate cu linie ntrerupt) cu frecvenele de forward whirl regsim posibilele
turaii critice, care pentru cazul de fa sunt n jurul valorilor de: 15000 rot/min, 25000 rot/min i
40000 rot/min.
Pentru o valoare a rigiditii de N/m i o valoare a amortizrii de
Ns/m primele patru frecvene proprii ale sistemului rotoric pentru o funcionare pn
la turaia de 100000 rot/min sunt prezentate n figura 2.13.
Fig.2.13 Frecvenele i modul de manifestare al acestora
n figura 2.13 sunt prezentate primele frecvene proprii ale sistemului rotoric modelat
precum i modul de manifestare al acestor frecvene la nivelul axei centrale a rotorului. De
menionat faptul c n acest caz se pot observa doar moduri conice, care din punct de vedere al
15
unor criterii de stabilitate reprezint cele mai periculoase moduri, imprimnd un caracter
vibratoriu aleator.
Fig.2.15 Amplitudinea micrii rotorului n diferite puncte de msurare
n figura 2.15 sunt prezentate amplitudinile micrii ansamblului rotor-lagr, amplitudini
msurate n diferite puncte considerate pe ansamblul rotoric. Cu linie mov este reprezentat
amplitudinea micrii rotorului, msurat la nivelul unui punct considerat n dreptului lagrului.
Pe abcis sunt reprezentate valorile turaiilor de funcionare ale rotorului, iar pe ordonat este
reprezentat amplitudinea micrii diferitelor componente ale rotorului. Datorit faptului c
lagrul cu rostogolire are un efect de atenuare a micrii n dreptul lui, dat de modul de montare
al acestuia pe arbore, putem observa faptul c amplitudinea micrii n zona lagrului are
valoarea cea mai mic, lucru demonstrat i n practic.
Putem observa cum la nivelul roii de turbin amplitudinnea micrii are valoarea cea
mai ridicat.
n general n cazul sistemelor rotorice, cu ct turaia de funcionare crete cu att efectul
de autocentrare i face simit tot mai mult prezena, stabiliznd precesia rotorului. n figura
2.15 putem observa cum efectul de autocentrare i face simit prezena dup turaia de 60000
rot/min.
Pentru a evidenia rolul turaiei de funcionare a rotorului asupra stabilitii dinamice a
acestuia, n cele ce urmeaz, pstrndu-se aceleai valori ale sistemului modelat, se va realiza o
rulare a modelului construit pentru turaia de 200000 rot/min.
Pentru stabilirea turaiilor critice precum i a frecvenelor proprii amortizate, n figura 2.16 este
prezentat diagrama Campbell pentru turaia de funcionare a rotorului de 200000 rot/min.
Fig.2.16 Diagrama Campbell pentru turaia de 200000 rot/min
16
De aceast dat valorile turaiilor critice se schimb, turaiile critice ale rotorului fiind
altele dect cele date de funcionarea la turaia de 100000 rot/min.
Turaiile critice pentru funcionarea rotorului la turaia de 200000 rot/min sunt plasate n
jurul valorilor de 25000 rot/min, 45000 rot/min i 80000 rot/min, valoarea frecvenelor proprii
amortizate nefiind schimbate n mod major fa de cele evideniate pentru turaia de 100000
rot/min prezentate n figura 2.12.
Valoarea frecvenelor proprii i modul lor de manifestare pentru turaia de 200000
rot/min sunt prezentate n figura 2.17.
Fig.2.17 Frecvenele proprii i modul lor de manifestare pentru turaia de 200000 rot/min
Pentru a studia comportamentul dinamic general descris de micarea rotorului, n figura
2.19 este prezentat amplitudinea micrii rotorului n funcie de turaia de funcionare, care
pentru acest caz are valoarea maxim de 200000 rot/min.
Fig.2.19 Amplitudinea micrii n funcie de turaia de funcionare
n figura 2.19 se pot observa turaiile la care rotorul are tendina de a-i destabiliza
micarea prin prezena unor vrfuri de amplitudine situate n jurul valorilor de 25000 rot/min i
45000 rot/min. Aceste valori, unde amplitudinea micrii are vrfuri, se regsesc i n cadrul
diagramei Campbell prezentate n figura 2.16.
Efectul de autocentrare apare de aceast dat la o turaie de aproximativ 80000 rot/min.
17
2.5.4.2 Efectul rigiditii lagrului asupra stabilitii dinamice
Efectul rigiditii lagrului asupra sistemului rotoric poate s furnizeze informaii utile
asupra tipului de material utilizat la fabricarea lagrului sau, n alte situaii poate evidenia
anumite aspecte care privesc optimizarea lagrului.
Fig.2.20 Diagrama Campbell pentru o turatie de 100000 rot/min si o rigiditate de k=1e8 N/m
n figura 2.12, putem observa c prin modificarea rigiditii lagrului de la valoarea de
la valoarea de stabilitatea sistemului se schimb cu mici diferene
evideniate la nivelul frecvenelor proprii precum i la nivelul stabilirii turaiilor critice de
funcionare.
Valoarea frecvenelor proprii i modul lor de manifestare pentru o rigiditate
sunt prezentate n figura 2.21.
Fig.2.21 Frecvenele proprii i modul lor de manifestare pentru turaia de 100000 rot/min min
si o rigiditate de k=1e8 N/m
n figura 2.21 putem constata c frecvenele proprii precum i modul lor de manifestare
sunt influenate de valoarea modificat a rigiditii, lucru observabil comparnd figura 2.21 cu
2.13.
Pentru evidenierea comportamentului dinamic general al sistemului rotoric, n figura
2.23 este prezentat rspunsul sistemului rotoric al turbosuflantei.
18
Fig.2.23 Amplitudinea micrii n funcie de turaia de funcionare pentru o rigiditate a
lagrului de k=1e8 N/m
2.5.4.3 Efectul amortizrii lagrului asupra stabilitii dinamice
Pentru a evidenia influena coeficientului de amortizare asupra stabilitii dinamice a
rotorului de turbosuflant susinut de lagr de rostogolire, n cele ce urmeaz s-a variat valoarea
lui c de la (valoare la care s-au realizat simulrile anterioare), la valoarea de
.
Pentru studierea comportamentului general al rotorului de turbosuflant, n figura 2.24
este prezentata diagrama Campbell a sistemului modelat.
Fig.2.24 Diagrama Campbell pentru o turaie de 100000 rot/min i o rigiditate de c=1e4 Ns/m
Frecvenele proprii generate de sistemul modelat n cazul modificrii coeficientului de
amortizare sunt prezentate n figura 2.25.
Fig.2.25 Frecvenele proprii i modul lor de manifestare pentru turaia de 100000 rot/min min
i un coeficient de amortizare de c=1e4 Ns/m
19
Pentru a evidenia amplitudinile de vibraie pe care le genereaz modificarea
coeficientului de amortizare, n figura 2.27 este prezentat rspunsul sistemului modelat.
Fig.2.27 Amplitudinea micrii n funcie de turaia de funcionare de 100000 rot/min, pentru
un coeficient de amortizare de c=1e4 Ns/m
n figura 2.27 se constat influena evident pe care o are coeficientul de amortizare
asupra sistemului rotoric. Cu ct valoarea amortizrii este mai mare cu att sistemul este mai
stabil din punct de vedere dinamic. Dac mrirea valorii rigiditii induce un caracter puternic
vibrator, mrirea valorii coeficientului de amortizare conduce la o linitire dinamic a
sistemului, lucru confirmat i de practic.
2.6 Concluzii
Modelarea matematic realizat n cadrul acestui capitol permite evidenierea influenelor
principalilor parametri definitorii pentru rotorul de turbosuflant susinut de un lagar cu
rostogolire.
Din studiul realizat anterior se observ cum principala influen asupra
comportamentului dinamic al unui rotor o are sistemul de rezemare, n cazul de fa fiind vorba
de un lagr cu rostogolire [8], [14], [30].
Sinteza influenei pe care fiecare din cei trei parametri considerai o au asupra stabilitii
dinamice a rotorului de turbosuflant este prezentat n tabele 2.4, 2.5 i 2.6.
n tabelul 2.4 sunt prezentate rezultatele obine n urma varierii parametrului legat de
turaia de funcionare.
Tabelul 2.4
20
n tabelul 2.5 este evideniat influena rigiditii asupra comportamentului dinamic al
rotorului de turbosuflant studiat.
Tabelul 2.5
Tabelul 2.6
Tabelul 2.6 prezint valori obinute n urma modificrii parametrului legat de amortizarea
lagrului.
De menionat faptul c n cadrul tabelelor 2.4, 2.5 i 2.6 cu rou au fost marcai
parametrii care au fost variai intenionat n vederea observrii influenei lor asupra stabilitii
dinamice a rotorului studiat n cadrul acestui capitol.
21
Capitolul 3
Simularea comportamentului la vibraii al turbosuflantei
GTB 2260V
Capitolul 3 este destinat determinrii frecvenelor proprii ale componentelor
turbosuflantei analizate (turbosuflanta GTB 2260V) utiliznd soft-ul ANSYS [137] cu elemente
finite i comparrii acestora cu frecvenele proprii obinute prin experimentul ce va fi prezentat
n capitolul 4, 4.2.
Analiza modal a fost efectuat considernd dou cazuri:
1. Analiza modal a componentelor i subansamblului turbosuflantei considernd piesele
libere fr constrngeri (de montaj):
a) individual pe componente
analiza modal a rotorului turbosuflantei
analiza modal a carcasei intermediare
analiza modal a turbinei
analiza modal a compresorului
b) a subansamblului testat pe stand compus din rotorul turbinei, rotorul compresorului,
axul turbosuflantei, lagr i carcas intermediar.
2. Analiza modal a componentelor i subansamblului turbosuflantei considernd piesele a
fi supuse acelorai constrngeri ca i n cazul real, unde componentele turbosuflantei sunt
montate utiliznd diferite tipuri de montaje (cu strngere, fr strngere, montare cu
urub, etc.)
3.1 Analiza modal a turbosuflantei cu lagre cu rostogolire utiliznd soft-ul
Ansys
n vederea stabilirii frecvenelor proprii ale turbosuflantei cu lagre cu rostogolire s-au
realizat diferite simulri utiliznd soft-uri cu metoda elementului finit capabile s identifice
principalele frecvene proprii precum i modurile proprii de vibraie pentru componentele
turbosuflantei [11], [12], [55], [103], [125].
Pentru modelarea 3D a pieselor componente ale turbosuflantei cu lagre cu rostogolire s-
a utilizat soft-ul Catia V5.
Pentru realizarea analizei modale n vederea identificrii principalelor moduri i frecvene
proprii ale subansamblelor turbosuflantei s-a utilizat n cadrul acestei lucrri soft-ul Ansys [137].
3.1.1 Ipoteze de lucru
n vederea evitrii unor probleme legate de discretizarea modelului cu elemente finite, au
fost considerate urmtoarele aproximri n modelarea 3D:
razele de curbur foarte mici (sub 1 mm) nu au fost luate n considerare;
diferenele de diametre mai mici de 1mm nu au fost luate n considerare.
n cazul analizei modale, n vederea obinerii unor frecvene proprii apropiate de cele
reale, exist posibilitatea ajustrii densitii materialelor i a modulului de elasticitate, ambele
cu legtur direct asupra rigiditii. Ca urmare, s-au ntreprins urmtoarele aciuni:
22
cntrirea efectiv a componentelor turbosuflantei analizate i introducerea
valorilor de densitate astfel nct masa rezultat n modelul cu elemente finite s
fie egal cu cea real;
s-a modificat valoarea modulului de elasticitate astfel nct valorile frecvenelor
proprii ale fiecrei componente n parte a turbosuflantei s fie apropiat de cea
obinut experimental;
s-a construit ansamblul i s-au comparat frecvenele proprii obinute cu metoda
elementului finit cu cele determinate experimental.
3.1.2 Rezultatele obinute n urma analizei modale utiliznd metode FEM fr aplicarea
constrngerilor de montaj
n urma simulrilor efectuate pentru fiecare component a turbosuflantei cu lagre cu
rostogolire s-au obinut rezultate cu privire la frecvenele i la modurile proprii rezultate,
prezentate sintetic n tabelul 3.1
Tabelul 3.1
Nr.crt.
Carcasa
turbinei
Carcasa
compresorului
Carcasa
intermediar Rotorul
turbosuflantei
Lagrul turbosuflantei
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
1 1448 1995.2 4445 66.7 912.22
2 1862.1 3086.3 4955.6 178 963.23
3 2772.5 3934.4 5541.1 718 2253.7
4 3221.2 5205.9 5786.5 725 13753
5 3577.4 5702 6596.4 727 13786
6 4756.3 6072.9 7398.4 2201.7 16585
7 5417.6 6356.2 7708.7 2206.1 17228
8 5756.5 6894.3 7735 6862.2 23484
9 6091.6 7515.4 9053.8 - 23496
10 6579.4 8302.7 9946.3 - 24611
11 6912.8 9243.6 - - 24807
12 7014.5 9329.3 - - -
13 7714.8 9798.3 - - -
14 8101.2 - - - -
15 8822.1 - - - -
16 9197.6 - - - -
17 9515.9 - - - -
18 9925.4 - - - -
23
n figurile 3.2, 3.5 sunt prezentate modurile proprii 7 i 15 ale carcasei turbinei.
Fig.3.2 Modul propriu nr.7 Fig.3.5 Modul propriu nr.15
Pentru carcasa intermediar
Rezultatele obinute n urma analizei modale efectuate cu soft-ul amintit anterior, sunt
sintetizate n tabelul 3.3, n cadrul cruia se regsesc valorile frecvenelor proprii i modurile
proprii generate de aceste valori ale frecvenelor.
n figurile 3.9, 3.14, sunt prezentate modurile proprii 7 i 10.
Fig.3.9 Modul propriu nr.7 Fig.3.14 Modul nr.10
Pentru lagrul cu rostogolire al turbosuflantei
n figurile 3.15 i 3.16 sunt prezentate dou moduri de vibraie ale lagrului cu
rostogolire.
Fig.3.15 Modul nr.17 Fig.3.16 Modul nr.23
24
3.1.3 Rezultatele obinute n urma analizei modale utiliznd metode FEM cu aplicarea
constrngerilor de montaj
Nr.crt.
Carcasa
turbinei
Carcasa
compreso
rului
Carcasa
intermedi
ar
Rotorul
turbosuflan
tei
Lagrul turbosuflan
tei
Ansamblul
turbosuflantei
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
Frecven [Hz]
1 5584.3 4925.7 6015.6 873.38 13786 43.621
2 6022 6547.2 6197.4 1097.2 23484 49.272
3 7405.9 7189.4 7300.6 5972.1 23484 51.882
4 7590.4 9076.8 7866.3 5994.4 23496 523.64
5 7836.4 10006 8291.2 6684.3 23496 524.33
6 8751.2 10280 9448.4 6784.3 38642 713.84
7 9357.5 10583 10426 7338.7 38642 715.18
8 9859.3 10602 10878 10230 57931 995.67
9 10331 11434 11451 - 57996 1022.5
10 11276 11780 12416 - 72467 4377.6
11 11452 13116 12583 - 72467 4493.7
12 11579 13216 - - - 4834.8
13 13038 13388 - - - 4916.8
14 13480 - - - - 4974.1
15 14019 - - - - 5403.2
16 14266 - - - - 5542.7
17 14811 - - - - 5661.4
18 15735 - - - - 6316.6
Pentru carcasa turbinei:
Carcasa turbinei din componena turbosuflantei este montat utiliznd montaje cu
strngere realizate prin intermediul suruburilor. Astfel n figura 3.17 este prezentat carcasa
turbinei la nivelul creia s-au aplicat urmtoarele constrngeri:
ncastrare n zona uruburilor de prindere;
ncastrare pe contur datorit numrului mare de uruburi de prindere ale carcasei de
evacure pe carcasa intermediar a turbinei.
Fig.3.17 Constrngerile carcasei turbinei Fig.3.18 Mod propriu de vibraie nr.15
Unul dintre modurile proprii de vibraie a carcasei turbinei este prezentatat n figura 3.18,
unde se poate observa i forma iniial nedeformat a structurii.
25
Pentru carcasa compresorului:
n vederea realizrii constrngerilor impuse de montajul real al carcasei compresorului pe
ansamblul turbosuflantei s-au considerat urmtoarele:
datorit multitudinii uruburilor cu care carcasa compresorului se monteaz pe carcasa
intermediar, s-a considerat zona de aezare ca fiind o ncastrare pe contur;
cuple cilindrice la nivelul zonei de racordare a carcasei turbinei cu tubulatura de
admisie a aerului proaspt n motor.
Figurile 3.19 i 3.20 prezint zonele de aplicare a constrngerilor la nivelul piesei,
prezentnd de asemenea unul dintre modurile proprii de vibraie al piesei analizate.
Fig.3.19 Constrngerile carcasei compresorului Fig.3.20 Mod propriu de vibraie nr.22
Pentru carcasa intermediar:
Carcasa intermediar a turbosuflantei este cea mai masiv pies din punct de vedere al
greutii acesteia n raport cu celelalte componente ale turbosuflantei. Ea este montat prin
intermediul a dou uruburi i a unei flane de asezare pe motorul autovehiculului. Lund n
seam aceste considerente ipotezele de realizare a constrngerilor sunt:
ncastrare la nivelul celor dou uruburi de prindere;
ncastrare la nivelul flanei de aezare.
Figurile 3.21 i 3.22 prezint zonele de aplicare a constrngerilor la nivelul carcasei
intermediare, prezentnd de asemenea i unul dintre modurile proprii de vibraie al piesei
analizate.
Fig.3.21 Constrngerile carcasei intermediare Fig.3.22 Mod propriu de vibraie
26
Pentru rotorul turbosuflantei
Datorit faptului c rotorul turbosuflantei este susinut de lagre cu rostogolire singura
condiie impus a fost aceea de a realiza o cupl cilindric la nivelul contactului dintre axul
turbosuflantei i inelul interior al lagrului cu rostogolire.
Fig.3.23 Constrngerile rotorului Fig.3.24 Mod propriu de vibraie nr.8
Figura 3.23 prezint zona constrngerilor aplicate rotorului turbosuflantei, iar n figura
3.24 este prezentat un mod propriu de vibraie al rotorului turbosuflantei.
Pentru lagrul cu rostogolire al turbosuflantei
n urma simulrilor realizate la nivelul lagrului cu rostogolire odat cu aplicarea
constrngerilor s-a observat c aproape toate frecvenele proprii sunt determinate de colivie i de
corpurile de rostogolire (bile), n cazul anterior unde nu s-au aplicat constrngeri obinndu-se i
frecvene legate de inelele lagrului.
Pentru evidenierea comportamentului pieselor analizate anterior la asamblarea acestora
pe turbosuflant n cele ce urmeaz s-a efectuat o analiz modal complex a ansamblului
turbosuflantei fr montarea carcaselor aferente turbinei, respectiv compresorului.
Aceste dou carcase nu au fost montate pe ansamblul studiat deoarece s-a avut n vedere
determinarea frecvenelor proprii ale aceluiai ansamblu ca i cel testat pe standul de ncercri
dinamice al turbosuflantei GTB 2260V.
Figura 3.27 prezint unul dintre modurile proprii de vibraie ale ansamblului prezentat
anterior.
Fig.3.27 Ansamblul turbosuflantei
27
3.1.4 Analiz comparativ a frecvenelor proprii obinute prin simulare considernd cele dou
cazuri: piese libere, piese constrnse
Pentru carcasa turbinei:
Tabelul 3.12
Nr. crt.
Frecvene obinute prin simulare fr
constrngeri
Frecvene obinute prin simulare cu constrngeri
1 1448 5584.3
2 1862.1 6022
3 2772.5 7405.9
4 3221.2 7590.4
5 3577.4 7836.4
6 4756.3 8751.2
7 5417.6 9357.5
8 5756.5 9859.3
9 6091.6 10331
10 6579.4 11276
11 6912.8 11452
12 7014.5 11579
13 7714.8 13038
14 8101.2 13480
15 8822.1 14019
16 9197.6 14266
17 9515.9 14811
18 9925.4 15735
Pentru carcasa compresorului:
Tabelul 3.13
Nr. crt.
Frecvene obinute prin simulare fr
constrngeri
Frecvene obinute prin simulare cu constrngeri
1 1995.2 4925.7
2 3086.3 6547.2
3 3934.4 7189.4
4 5205.9 9076.8
5 5702 10006
6 6072.9 10280
7 6356.2 10583
8 6894.3 10602
9 7515.4 11434
10 8302.7 11780
11 9243.6 13116
12 9329.3 13216
13 9798.3 13388
Din analiza ntreprins n cadrul paragrafului 3.1.4 se poate observa modul cum un
subansamblu al turbosuflantei studiate i schimb frecvenele de vibraie odat cu realizarea
unor constrngeri care au fost considerate n strict concordan cu montajul efectiv al piesei pe
28
turbosuflant. Aplicarea constrngerilor provoac creterea, adesea substanial a frecvenelor
proprii de vibraie.
3.1.5 Analiz comparativ simulare-experiment a frecvenelor proprii de vibraie obinute
considernd piesele libere fr constrngeri
n vederea realizrii unei comparaii pertinente asupra valorilor frecvenelor proprii
obinute prin metoda experimental, cu valorile obinute prin simulri utiliznd soft-uri
specializate cu MEF [134], s-a realizat pentru fiecare component analizat cte un grafic, n
cadrul cruia s-a obinut un indicator al preciziei valorilor obinute pentru cele dou metode
utilizate. n cele ce urmeaz se vor prezenta valorile obinute prin metoda experimental (vezi
cap.4, 4.2.3), corelate cu valorile obinute prin simulare.
Pentru carcasa turbinei avem:
Pentru o corect estimare a erorilor n urma simulrii s-a recurs la calculul funciei de
corelaie pentru cele dou seturi de valori. Funcia de corelaie are urmtoarea expresie:
(3.1)
unde: x- valorile obinute prin simulri; - valorile medii obinute prin simulri; y- valorile
obinute experimental; - valorile medii obinute experimental.
Pentru carcasa turbinei C=99,97 %
Pentru carcasa compresorului:
Funcia de corelaie pentru caracasa compresorului are valoarea C=99,98%
Pentru carcasa intermediar a turbosuflantei:
Funcia de corelaie pentru caracasa intermediar are valoarea C=99%