Tecniche per Incrementare la Spinta: Intercooling e Postcombustione

Tecniche per Aumentare la Spinta: Intercooling e Postcombustione

Facoltà di Ingegneria Aeronautica e dello Spazio

Corso di laurea in Ingegneria Aerospaziale

Cattedra di Propulsione Aerospaziale

Candidato

Riccardo Rizzuto

1159570

Relatore

prof. Fausto Gamma

A/A 2009/2010

SommarioSimboli ed abbreviazioni.................................................................................................................................. iv

1 Tecniche per incrementare la spinta.............................................................................................................1

1.1 Introduzione...........................................................................................................................................1

1.2 Metodi per incrementare la velocità di efflusso.....................................................................................1

1.2.1 Postcombustione.............................................................................................................................2

1.2.2 Intercooling......................................................................................................................................3

1.3 Cenni costruttivi dell’intercooler............................................................................................................4

2 EJ200.............................................................................................................................................................5

3 Analisi delle prestazioni.................................................................................................................................7

3.1 Ciclo reale base “dry”.............................................................................................................................8

3.1.1 Analisi del ciclo termodinamico.......................................................................................................8

3.1.2 Risultati numerici ciclo base..........................................................................................................15

3.1.3 Confronto con Prestazioni Reali:....................................................................................................16

3.1.4 Grafici ciclo dry..............................................................................................................................17

3.2 Ciclo con postcombustione “wet”........................................................................................................18

3.2.1 Analisi del ciclo termodinamico.....................................................................................................19

3.2.2 Risultati numerici ciclo con Postcombustione...............................................................................21

3.2.3 Confronto con Prestazioni Reali:....................................................................................................22

3.2.4 Grafici ciclo con Postcombustione:................................................................................................23

3.3 Ciclo con Intercooler tra I e II stadio del Fan [INT1]..............................................................................24


3.3.2 Risultati Numerici ciclo con intercooler tra I e II stadio del Fan.....................................................29

3.3.3 Grafici ciclo Intercooler I :..............................................................................................................30

3.4 Ciclo con Intercooler tra Fan e Compressore [INT2].............................................................................31


3.4.2 Risultati Numerici ciclo con Intercooler tra Fan e Compressore....................................................33

3.4.3 Grafici ciclo con Intercooler II :......................................................................................................34

3.5 Ciclo con Intercooler tra il II e il III stadio del Compressore [INT3].......................................................35


3.5.2 Risultati Numerici ciclo con Intercooler tra II e III stadio del Compressore...................................38

3.5.3 Grafici ciclo con Intercooler III :.....................................................................................................39

4 Confronto tecniche......................................................................................................................................40

ii

4.1 Consumo di Combustibile.................................................................................................................40

4.2 Prestazioni........................................................................................................................................41

4.3 Consumo specifico -TSFC –..............................................................................................................42

4.4 Rendimento Termodinamico............................................................................................................43

4.5 Confronto al variare di parametri caratteristici del propulsore........................................................44

5 Conclusioni..............................................................................................................................................50

Bibliografia.....................................................................................................................................................51

iii

Simboli ed abbreviazioni

ma Portata d’aria totale

ma1 Portata d’aria primaria

ma2 Portata d’aria secondaria

BPR Bypass ratio

FPR Fan pressure ratio

OPR Overall pressure ratio

CPR Compressor pressure ratio

TIT Turbine Inlet Temperature

HPC High Pressure Compressor

HPT High Pressure Turbine

LPT Low Pressure Turbine

TSFC Thust Specific Fuel Consuption

Ia Specific Thrust

INT1 Intercooler tra 1° e 2° stadio del FAN

INT2 Intercooler tra FAN e COMPRESSORE

INT3 Intercooler tra 2° e 3° stadio del COMPRESSORE

DRY Configurazione a Postcombustore SPENTO

WET Configurazione a Postcombustore ACCESO

iv

1 Tecniche per incrementare la spinta

1.1 IntroduzioneQuesta trattazione pone come obiettivo quello di studiare due particolari metodi per migliorare un ciclo aperto di Brayton-Joule che è alla base del funzionamento di un propulsore a flusso continuo come è un motore aeronautico. Un miglioramento in termini di ciclo termodinamico si ripercuote direttamente su un incremento di spinta. Infatti chiamando ma la portata in massa del motore e U e la velocità di efflusso dei gas, la spinta a punto fisso generata dalla macchina è così definita:

F=ma ∙U e

Da cui è chiaro che per poter aumentare la forza disponibile si deve agire o sulla portata, ma questa spesso si rivela una tecnica poco conveniente, oppure si può incrementare la velocità con la quale il gas propulso lascia il motore.In particolar modo, in un motore a flussi associati che di norma lavora con una portata d’aria modesta rispetto ad un propulsore a flussi separati, è più conveniente lavorare sulla velocità più che sulla massa di fluido evolvente.Questo incremento di prestazioni sarà correlato ad un inevitabile aumento di consumo di combustibile che decreterà la fascia d’impiego del metodo utilizzato.

1.2 Metodi per incrementare la velocità di efflussoPer incrementare la velocità di uscita dei gas si deve aumentare il salto entalpico disponibile al fluido nella parte finale del ciclo termodinamico. Infatti la velocità di efflusso è proporzionale secondo la radice quadrata alla differenza di temperatura, sotto adeguate ipotesi semplificative.

Infatti, essendo il ciclo termodinamico idealmente un ciclo chiuso, l’entalpia totale si conserva: in particolare deve conservarsi l’entalpia totale tra l’uscita della turbina (stazione 5) e l’ugello (stazione 9), dove avviene l’accelerazione del fluido. Quindi, approssimando l’entalpia totale in turbina alla sola entalpia statica a causa della ridotta velocità del flusso, si può scrivere:

h05=h09→h05=h9+u92

2

Da cui si ricava

u9=√2 (h05−h9)

E questo dimostra che aumentando il salto entalpico, e in particolare aumentando la T05 viene aumentata la velocità di efflusso, e quindi la spinta.

In un motore a getto turbofan si ha la possibilità di modificare il ciclo convenientemente in due modi: in via diretta, ossia all’uscita dell’ultima turbina fornire di nuovo calore al fluido propulsivo a pressione costante e quindi aumentare di nuovo la temperatura e, di conseguenza, il salto

5

entalpico disponibile. Oppure è possibile operare in modo tale che il lavoro utile rimasto al fluido per fornire la spinta sia maggiore: in sostanza si riduce il lavoro che il fluido deve compiere in turbina. Ciò è fattibile solo diminuendo il lavoro che il compressore richiede per poter comprimere la massa d’aria necessaria al ciclo.

Nel primo caso si parla di postcombustione ed è un metodo prevalentemente utilizzato dai propulsori per velivoli militari che fornisce grandi incrementi di spinta ma ad elevati consumi.Al contrario, la riduzione di lavoro necessario al compressore si ottiene grazie all’utilizzo di un elemento aggiuntivo quale uno scambiatore di calore, specificatamente chiamato intercooler che darà un aumento di spinta specifica relativamente basso al costo di un incremento di consumi moderato.

Di seguito verranno trattati brevemente i due metodi.

1.2.1 PostcombustioneUn motore a getto con postcombustore utilizza l’eccesso di ossigeno dalla prima combustione e la portata secondaria per poter effettuare un secondo riscaldamento del fluido a seguito di un ulteriore iniezione di combustibile. Questo metodo è particolarmente efficace anche grazie alle più elevate temperature che si possono ottenere all’uscita della camera di combustione, non essendoci limiti termo-meccanici imposti dalla turbina come nel caso della prima combustione.Quindi, il gas uscente dalla turbina o -nel caso di turbofan a flussi associati- dalla camera di miscelazione, viene rallentato in un diffusore prima di essere mescolato ad altro combustibile: quindi avviene una nuova combustione.

Questa seconda combustione è più critica rispetto la prima a causa della velocità maggiore del fluido e della più alta temperatura raggiunta. Infatti essendo la velocità di reazione limitata si ha la necessità di introdurre degli elementi che creino zone di ricircolo e quindi non facciano avvenire una solo parziale combustione. Questi elementi chiamati appunto “flame holders” sono disposti concentricamente alla camera.Inoltre come in ogni combustione si ha una perdita di pressione totale che è proporzionale alla temperatura raggiunta. Essendo essa maggiore che nel primo caso, si avrà una più importante perdita di pressione, maggiore del 5% . Infine, l’utilizzo della postcombustione necessita di un adeguato impianto di scarico a causa delle elevate velocità di efflusso. Infatti le velocità raggiunte possono superare la velocità del suono dei gas e quindi si ha l’ esigenza di adottare un ugello a geometria variabile che permetta di smaltire la portata e, tramite una sezione di gola e un divergente, di oltrepassare tale velocità.

L’utilizzo di questo metodo è finalizzato quindi ad ottenere un incremento della spinta solo temporaneo a causa del maggiore consumo indotto. Ciò significa che quando il postcombustore è inattivo il propulsore non deve risentire in maniera eccessiva dell’impianto per il “reheat”.

6

1.2.2 IntercoolingSe da una parte si è visto che si può aumentare il salto entalpico del fluido in maniera diretta con la postcombustione, è possibile fare ciò anche lavorando sulla “parte fredda” del ciclo termodinamico, ovvero diminuendo il lavoro di compressione e quindi perdendo meno energia disponibile per accelerare il flusso. Infatti il lavoro richiesto dal compressore alla turbina è direttamente proporzionale alla temperatura di inizio compressione dalla seguente legge:

Lc=maCpT a(β

γ−1γ −1)

e quindi diventa chiaro che abbassando la Ta avremo un’inevitabile riduzione del lavoro di compressione.

Per fare ciò si adottano degli scambiatori di calore in cui la massa fluida da comprimere cede calore ad un fluido refrigerante che in genere è acqua o aria. Viene preferita l’acqua per le migliori proprietà di scambio termico ma essa comporta un costo in termini di peso molto elevato, facendo sì che venga preferito il liquido solo negli impianti terrestri dove peso e ingombro non sono particolarmente determinanti. Nel caso di motori aeronautici quindi è preferita l’aria come fluido refrigerante che però necessita di scambiatori relativamente ingombranti e pesanti dovendo avere adeguate superfici di scambio.Idealmente nello scambiatore i due fluidi arrivano all’equilibrio termico che determinerebbe la temperatura più bassa raggiungibile dell’aria da comprimere e quindi il lavoro minore del compressore; per mettere in conto la non idealità dei processi reali, si deve introdurre un parametro che mette in relazione le temperature dell’aria e quella del fluido refrigerante:

Efficienza dell’intercooler:

I e=T 0a−T a

T 0a−T fr

essendo: T0a la temperatura dell’aria in entrata dello scambiatore Tfr la temperatura del fluido refrigerante in ingresso Ta la temperatura dell’aria in uscita dall’intercooler

solitamente per efficienti scambiatori aria-gas vengono ritenute valide efficienze di 0.6.

7

1.3 Cenni costruttivi dell’intercoolerIn pratica l’intercooler è quindi uno scambiatore di calore che opera a temperature di circa 600 K e a pressioni di ordine di grandezza di 1000 kPa. Data l’elevata temperatura è quindi poco pensabile l’utilizzo di comuni leghe di alluminio, le quali sarebbero vantaggiose in termini di peso e dotate di buona conducibilità termica. L’obiettivo è quello di costruire uno scambiatore efficace, compatto, leggero, con perdite moderate di pressione e resistente all’ossidazione. La non ottimale conducibilità termica del materiale utilizzato, come potrebbe essere una lega di titanio, è compensata da un intercooler a matrice a flussi incrociati come in fig.1 che dispone di un’elevata superficie di scambio.L’ingombro frontale dell’intercooler deve essere ovviamente limitato e ciò è possibile solamente facendo cambiare direzione al flusso di angoli di 90°, cosa che induce inevitabilmente una perdita di pressione, valutabile intorno al 5-10% in scambiatori relativamente ampi. Nei turbofan a flussi associati, che di norma sono di dimensioni notevolmente contenute rispetto ad uno a flussi separati, le perdite di pressione possono essere più elevate, accompagnate da efficienze molto basse.

fig.1

8

2 EJ200

Il propulsore che verrà preso in considerazione è l’EJ200 del consorzio EUROJET del quale fanno parte l’Avio italiana, l’MTU tedesca, l’ITP spagnola e la Rolls-Royce inglese.

L’EJ200 è un turbo fan a flussi associati a basso rapporto di bypass, bi-albero con postcombustione. Viene alimentato da una portata massima di circa 76 kg/s che viene in gran parte compressa con rapporto 26:1 da un fan a 3 stadi e un compressore di alta pressione a 5 stadi che comprime la sola portata primaria. Superato il compressore si ha la camera di combustione anulare in cui viene riscaldato il fluido che entra in turbina di alta pressione, la quale fornisce lavoro al compressore di alta pressione. La temperatura di ingresso turbina raggiunge circa 1620K e viene sopportata da palette single crystal raffreddate ad aria, oltre che ricoperte di uno strato ceramico TBC. A seguire si trova la turbina di bassa pressione che alimenta il fan, costruttivamente simile alle HPT. Il gas uscente dalla LPT viene quindi miscelato al flusso secondario che è stato prelevato all’uscita del fan e quindi può avvenire un “reheat”, o postcombustione, in una seconda camera di combustione grazie sia al contributo di ossigeno in eccesso alla prima combustione, sia soprattutto al flusso d’aria secondario. Infine il gas viene accelerato in un ugello convergente-divergente a geometria variabile. Questo particolare ugello permette quindi di adattare l’area di uscita e di gola per avere velocità supersoniche dei gas e avere la pressione di uscita uguale alla pressione atmosferica massimizzando la velocità di uscita dei gas.

La tecnologia dell’ EJ200 fa si che esso sia di dimensioni contenute e costruttivamente più semplice dei propulsori simili in spinta erogata, nonché con consumi ridotti e spinta per unità di peso maggiore. Tutti questi fattori sono essenziali per esaltare le prestazioni in missioni multi ruolo di velivoli militari. Esso infatti equipaggia con due unità il velivolo militare Eurofigher Typhoon.

Il progetto è partito a fine anni ’80 dopo la formazione del consorzio EUROJET nel 1986 e la prima produzione di velivoli Eurofigher Typhoon equipaggiata da questo propulsore ha volato nel Febbraio 2003 e durante il suo servizio l’EJ200 ha soddisfatto, anche in eccedenza, i maggiori standard internazionali richiesti dagli acquirenti americani e europei.

5

FAN a 3 stadi

COMPRESSORE a 5 stadi

CAMERA Di COMBUSTIONE primaria

CAMERA Di POSTCOMBUSTIONE

UGELLO a geometria variabile

TURBINA Di ALTA PRESSIONE

TURBINA Di BASSA PRESSIONE

Segue una tabella con i dati dichiarati dai costruttori:

*specifiche dichiarate a 0 m s.l.m., a velocità nulla e ad una temperatura esterna di 288.15K

6

Thrust* [dry]

60 000 N

Thrust* [wet]

90 000 N

TSFC* [dry] 0.084kgN ∙h

TSFC* [wet] 0.170kgN ∙h

Portata max* 76 kg / s

BPR 0.41

CPR 6.19

FPR 4.2

OPR 26

TIT 1620 K

Temp. P.C. 1900 K

Lunghezza 4.00 m

Diametro 0.737 m

Peso 1035 kgp

3 Analisi delle prestazioniVerranno ora studiate le prestazioni del propulsore scelto anche per poterle confrontare con i dati forniti dai costruttori. Il ciclo quindi è studiato tramite un programma elaborato su MS Excel che, immettendo i dati e i rendimenti darà i risultati voluti.Per poter effettuare questa analisi è necessario introdurre delle ipotesi semplificative che sono così riportate brevemente:

- Compressione ed espansione adiabatiche ma non isentropiche.- Condizioni di progetto per ogni componente del propulsore.- Ugello adattato grazie alla geometria variabile di tale componente.- Si approssima l’entalpia totale alla sola entalpia statica in ogni stazione del ciclo, tranne

nell’ugello di scarico. Questo è possibile grazie alle ridotta velocità del fluido all’interno del propulsore.

Quindi le prestazioni del motore saranno studiate a punto fisso e in un ciclo che si può definire reale introducendo i seguenti parametri e rendimenti che tengono in conto la non idealità dei processi:

7

𝜂ac/f Rend. adiabatico del compressore 0.86𝜂at Rend. adiabatico della turbina 0.88𝜂af Rend. adiabatico del fan 0.86𝜂mt Rend. meccanico della turbina 0.97𝜂mc Rend. meccanico del compressore 0.97𝜂b Rendimento di combustione 0.97𝜂pb1 Rend. pneumatico della camera di combustione primaria 0.96𝜂pb2 Rend. pneumatico della camera di postcombustione 0.94𝜂m Rend. pneumatico della camera di miscelazione 0.90𝜂n Rendimento adiabatico dell’ugello 0.93

Ri Efficienza dell’intercooler 0.40𝜂i Rendimento pneumatico dell’intercooler 0.80𝛾aria Rapporto calori specifici a pressione e volume costante dell’aria

1.4𝛾gas Rapporto calori specifici a pressione e volume costante dei gas

1.33Qf Potere calorifico del combustibile 43 MJ/kg

F C

HPT

L PT

B1 M

N

1=2 21

13

3 441

5 6

9

41

4

5

6

9

1=2

21=13

3

T

S

3.1 Ciclo reale base “dry”Intendendo con “dry” la configurazione a postcombustore spento, i componenti sono così schematizzati:

Il cui ciclo termodinamico qualitativo corrispondente è:

3.1.1 Analisi del ciclo termodinamico

Fan – stazione 21=13 -

Riferendoci a punto fisso, si hanno condizioni di entrata nel fan pari a quelle dell’atmosfera esterna. Quindi questo compressore di bassa pressione elabora tutta la portata del motore e la comprime fino ad una determinata pressione, essendo fisso il rapporto di compressione e chiaramente definito:

P21/13=P2 ∙ β f

La temperatura a cui si porta l’aria a seguito della compressione è ricavabile tramite la relazione isentropica e opportunamente corretta facendo riferimento al dettaglio del ciclo:

8

T21 '/13'T 2

=( P21 '/13 'P2 )γ−1γ

e introducendo il rendimento adiabatico del fan che mette in conto la non isentropicità del processo di compressione:

ηaf=T21 ' /13'−T 2T 21/13−T2

Da cui si ricava, ricordando la definizione di βfan :

T 21/13=T 2(1+ β f( γ−1 )γ −1ηaf

)Quindi in uscita del fan la portata primaria ma1 viene mandata nel compressore di alta pressione mentre, la portata secondaria ma2=ma1 ∙BPR viene bypassata in un condotto e lambisce la camera di combustione per poi ricongiungersi al flusso principale nella camera di miscelazione, la stazione 6.

Compressore di Alta Pressione [HPC] – stazione 3 –

La portata primaria viene compressa ulteriormente dall’ HPC e viene portata ad una pressione ricavabile da:

P3=P21 ∙ βc9

1

21’=1

3T

S

21=1

3

P

P

P

E ad una temperatura ricavabile da ragionamenti analoghi a quanto fatto prima con il fan:

T 3=T 21(1+ βc(γ−1)γ −1ηac

)

Camera di Combustione (primaria) – stazione 4 –

All’uscita del compressore il fluido entra in camera di combustione dove avviene il riscaldamento idealmente a pressione costante; in realtà bisogna tenere in conto di inevitabili perdite di pressione totale che si hanno nella fase di combustione . Quindi si avrà:

P4=P3 ∙ ηpb1

Il riscaldamento si ha fino alla massima temperatura ammissibile in progetto, in questo caso 1620K.

Turbina di Alta Pressione HPT – stazione 41 –

La HPT è il componente che maggiormente determina la temperatura massima del ciclo essendo essa all’uscita della camera di combustione.Con considerazioni analoghe a quelle del fan e del compressore e introducendo il rendimento adiabatico della turbina:

ηat=T 4−T 41'T 4−T 41

Si trova la pressione:

P41=P4(1−1−T 41T 4

ηat)

γ(γ−1)

10

La temperatura T41 si ricava dal bilancio di lavoro HPC – HPT. Difatti è proprio la turbina di alta pressione che fornisce il lavoro necessario al compressore per funzionare:

LHPT=LHPC

↓

ηmt ∙ (ma1+mf ) ∙ (CpT 4 ∙ T 4−CpT 41 ∙ T41 )= 1ηmc

ma1 ∙ (CpT 3∙ T 3−CpT 21 ∙ T 21)

Da cui si ricava:

T 41=T 4 ∙CpT 4CpT 41

−CpT 3 ∙ T3−CpT 21 ∙ T 21

(1+ f 1)∙ ηmt ∙ ηmc∙1

CpT 41

Turbina di Bassa Pressione LPT – stazione 5 –

Con ragionamenti similari a quelli per l’HPT si trova:

P5=P41(1−1− T5T 41ηat

)γ

(γ−1)

Dovendo essere il Fan alimentato dalla LPT si deve avere l’uguaglianza tra lavoro effettuato e lavoro ricevuto:

LLPT=LFAN

Dal quale, esprimendo i lavori come differenza di entalpie per massa di fluido trattato, con adeguati rendimenti che tengono in conto delle perdite meccaniche:

T 5=T 41 ∙CpT 41CpT 5

−CpT 21 ∙ T 21−CpT 2 ∙ T 2

(1+ f 1) ∙ ηmt ∙ηmf∙(1+BPR)CpT 5

11

Camera di Miscelazione – stazione 6 –

All’uscita della seconda turbina il flusso primario vieni quindi ricongiunto al flusso secondario in una camera di miscelazione. È importante che la pressione sia almeno paragonabile, se non minore, a quella in uscita del fan. Se ciò non avvenisse, si avrebbe un gradiente di pressione avverso che tenderebbe a riportare il flusso verso la parte anteriore del propulsore.Inoltre, dovendo miscelare due fluidi a temperature, velocità e composizioni diverse si avrà una perdita di pressione totale. Quindi in camera di miscelazione è possibile definire:

P6=P5 ∙ ηm

E la temperatura risultante è facilmente ricavabile dal bilancio entalpico in camera di miscelazione: ovvero tutto ciò che entra deve essere uguale a ciò che esce, entalpicamente parlando.

(ma1+mf )∙ h5+ma2 ∙h13=(ma1+mf+ma2)∙ h6

↓

T 6=(1+f 1 ) ∙ T5 ∙CpT 5+BPR ∙T 21 ∙CpT 21

(1+ f 1+BPR )∙CpT 6

Ugello di Scarico – stazione 9 –

Il flusso viene espulso dal motore nell’ugello di scarico il quale ha il compito di aumentare la velocità con la quale i gas, per la seconda legge della dinamica -di azione e reazione- generano la spinta.

La pressione nella sezione finale, grazie alla geometria variabile dell’ugello, si suppone uguale alla pressione atmosferica:

P9=Pa

E la temperatura di uscita dei gas ricavabile dalla relazione isentropica corretta con il rendimento adiabatico dell’ugello:

12

T 9=T 6(1+ ( P9P6 )( γ−1 )γ −1

ηn)

Prestazioni e Rendimenti

La quantità di combustibile necessario al riscaldamento del fluido dalla temperatura di uscita dal compressore di alta, alla temperatura massima raggiungibile è definita dal coefficiente adimensionale ricavabile dal bilancio entalpico in camera di combustione trascurando l’entalpia iniziale del combustibile immesso:

ma1 ∙ h3+m f ∙ ηb ∙Qf=(ma1+mf ) ∙h4

↓

f 1=mf 1

ma1

=CpT 4 ∙ T 4−CpT 3 ∙ T3ηb∙Qf−CpT 4 ∙ T 4

La velocità di efflusso dei gas è ricavabile, come già accennato, dal dover rimanere costante l’entalpia totale all’interno del ciclo termodinamico. Richiamando l’approssimazione di considerare l’entalpia totale con la sola entalpia statica in camera di miscelazione:

h06=h09→h06=h9+u92

2

Da cui, esprimendo le entalpie tramite la temperatura per mezzo del Cp ed ricavando la T6 attraverso l’isentropica corretta con il rendimento adiabatico dell’ugello:

U 9dry=√2CpT 6 ∙ ηn ∙T 06 ∙[1−( P9P06 )γ−1γ ]

Con la quale si può ricavare la spinta a punto fisso:

13

Fdry=ma1(1+ f 1+BPR )∙U 9

La spinta specifica è definita invece come:

I a=Fma

Essendo ma la portata d’aria totale elaborata dal propulsore.

Per quanto riguarda i consumi si introduce un indice così definito:

TSFC=m f

F∙3600

Ovvero il consumo di combustibile specifico, riferito alla spinta.

In condizioni di punto fisso l’unico rendimento apprezzabile è quello termodinamico, indice secondo il quale si dà una valutazione di come il propulsore converte l’energia chimica in energia utilizzabile ai fini propulsivi.

Definendo la potenza del getto a punto fisso e la potenza disponibile grazie al combustibile rispettivamente:

P j=Pd=mtot ∙U 92

2

Pav=mf ∙Qf

Con mtot=ma1+ma2+mf 1

Si indica il rendimento termodinamico:

ηth=P j

Pav

=Pd

Pav

=mtot ∙U 9

2

2∙ mf ∙Q f

Per i calori specifici verranno utilizzate le seguenti formule:

14

Cp (T gas)=972,7+10,76 ∙ u+(332,62−6,5u )(T gas−2731000 )− (83,93−7,33u )(T gas−273

1000 )2

Con u: umidità relativa = valor medio: 6%

Cp (T aria )=1003,8+53 (T aria−2731000 )+308,9(T aria−273

1000 )2

15

PRESSIONIP1 (Pa) P21/13 (Pa) P3 (Pa) P4 (Pa) P41 (Pa) P5 (Pa) P6 (Pa) P9 (Pa)

1,013E+05 4,26E+05 2,634E+06 2,529E+06 8,856E+05 4,35E+05 3,92E+05 1,01E+05

TEMPERATURET1 (K) T21/13 (K) T3 (K) T4 (K) T41 (K) T5 (K) T6 (K) T9 (K)288,2 458,0 821,9 1620,0 1293,2 1109,3 933,7 647,6

CALORI SPECIFICICp T1 Cp T21/13 Cp T3 Cp T4 Cp T41 Cp T5 Cp T6 Cp T9

1004,67 1024,17 1125,98 1269,37 1225,39 1192,79 1156,40 1086,07

PRESTAZIONIf1 U9 dry (m/s)

TSFC dry (kg/Nh) F dry (N)

Ia dry [Ns/kg]

0,02852 756,52 0,09434 58658 771,82

RENDIMENTOηth dry

33,6%

3.1.2 Risultati numerici ciclo base “dry”

16

3.1.3 Confronto con Prestazioni Reali:Si può ora valutare la bontà del programma utilizzato confrontando le prestazioni calcolate con quelle fornite dai costruttori:

Ricordiamo le prestazioni dichiarate dai costruttori, nel caso di ciclo base:

Quindi ricordando la Spinta e il TSFC calcolati, ricaviamo gli errori:

Errore percentuale Spinta = 2%

Errore percentuale TSFC = 10%

Si hanno errori minori o uguali del 10% quindi è plausibile assumere il programma di calcolo idoneo all’analisi delle prestazioni.

17

Thrust [dry]

60 000 N

TSFC [dry] 0.084kgN ∙h

3.1.4 Grafici ciclo dry

Supponendo ora di modificare costruttivamente il propulsore potendo variare il rapporto totale di compressione per tre diverse temperature di ingresso turbina si studiano gli andamenti delle prestazioni:

5 10 15 20 25 30 35 40 450.00

100.00

200.00

300.00

400.00

500.00

600.00

700.00

800.00

900.00

T=1620K

T=1410K

T=1500K

OPR

SPIN

TA SP

ECIFI

CA

5 10 15 20 25 30 35 40 450.08000

0.08500

0.09000

0.09500

0.10000

0.10500

0.11000

0.11500

0.12000

0.12500

0.13000

T=1620KT=1500KT=1410K

OPR

TSFC

18

5 10 15 20 25 30 35 40 450%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

T=1620KT=1500KT=1410K

OPR

ηth

19

F C

HPT

L PT

B1 B2M

N

1=2 21

13

3 441

5 6 7

9

41

4

5

6

7

9

1=2

21=13

3

T

S

3.2 Ciclo con postcombustione “wet”Dopo aver studiato il ciclo a postcombustore spento, si deve vedere quale influenza avrà sulle prestazioni l’utilizzo della postcombustione nel motore reale Ej200.

I componenti sono quindi quelli reali del propulsore studiato e sono riportati schematicamente:

Dove si nota una seconda camera di combustione a seguire della camera di miscelazione.

Quindi il ciclo ora viene modificato per incrementare il salto entalpico disponibile al fluido in ugello con un secondo riscaldamento, visibile graficamente con un appendice dalla parte “calda” del ciclo

20


Evidentemente il ciclo termodinamico è identico a quello calcolato precedentemente fino alla stazione 6 – la camera di miscelazione -.

Con l’inserimento del postcombustore il fluido non viene scaricato direttamente dall’ugello ma entra in una nuova camera di combustione e viene quindi espulso dall’ugello.

Omettendo l’analisi fino alla stazione 6 compresa, si arriva direttamente alla camera di postcombustione:

Camera di Postcombustione – stazione 7 –Come nella camera di combustione primaria si avrà una certa perdita di pressione totale quindi si avrà:

P7=P6 ∙ ηpb2

E temperatura raggiunta di 1900K come da dati.


Come da ipotesi si continua a ritenere valida la pressione all’uscita dell’ugello uguale alla pressione dell’atmosfera esterna:

P9=Pa

E una temperatura dei gas in uscita ricavabile dalle relazione isentropica corretta:

T 9=T 7(1+ ( P9P7 )( γ−1 )γ −1

ηn)


L’addizionale quantità di combustibile che serve per far avvenire il nuovo riscaldamento è ricavabile dal bilancio entalpico in camera di postcombustione con stesse ipotesi chiarite precedentemente ma considerando che la massa d’aria entrante è quella totale ma

21

Quindi si trova il coefficiente adimensionale:

f 2=mf 2

ma

=CpT 7∙ T 7−CpT 6 ∙T 6ηb ∙Q f−CpT 7∙ T 7

La velocità di efflusso dei gas si ricava come nel caso precedente considerando la conservazione dell’entalpia e si trova:

U 9wet=√2CpT 7∙ ηn ∙T 7 ∙ [1−( P9P7 )γ−1γ ]

E quindi la spinta:

Fwet=ma1 [1+ f 1+BPR+ f 2 ∙(1+BPR )] ∙U 9

La spinta specifica è definita nel medesimo modo del ciclo dry mentre il consumo specifico deve tenere in conto i due contributi di combustibile:

TSFCwet=mf tot

Fwet

∙3600=f 1 ∙ ma1+ f 2∙ ma

Fwet

∙3600

L’espressione del rendimento termodinamico non varia rispetto al ciclo prima studiato tranne nel considerare la massa di tutto il combustibile consumato, ovvero:

ηth=P j

Pav

=Pd

Pav

=ma tot ∙U 9

2

2∙ mf tot ∙Q f

22

PRESSIONI P1 (Pa) P21/13 (Pa) P3 (Pa) P4 (Pa) P41 (Pa) P5 (Pa) P6 (Pa) P7 (Pa) P9 (Pa)1,013E+05 4,26E+05 2,634E+06 2,529E+06 8,856E+05 4,35E+05 3,92E+05 3,68E+05 1,01E+05

TEMPERATURE T1 (K) T21/13 (K) T3 (K) T4 (K) T41 (K) T5 (K) T6 (K) T7 (K) T9 (K)288,2 458,0 821,9 1620,0 1293,2 1109,3 933,7 1900,0 1340,4

CALORI SPECIFICI Cp T1 Cp T21/13 Cp T3 Cp T4 Cp T41 Cp T5 Cp T6 Cp T7 Cp T9

1004,67 1024,17 1125,98 1269,37 1225,39 1192,79 1156,40 1292,87 1232,84

PRESTAZIONI f2 U9wet (m/s)TSFC wet

(kg/Nh) F wet (N)Ia wet

[Ns/kg]

0,03607 1118,74 0,17151 89811 1181,72

RENDIMENTOηth wet

27,3%

3.2.2 Risultati numerici ciclo con Postcombustione

23

3.2.3 Confronto con Prestazioni Reali:Come fatto con il ciclo base si può vedere l’errore commesso nell’analisi numerica effettuata.

Ricordiamo le prestazioni dichiarate dai costruttori, nel caso di ciclo con postcombustore acceso:

Quindi ricordando la Spinta e il TSFC calcolati, ricaviamo gli errori:

Errore percentuale Spinta < 1%

Errore percentuale TSFC < 1%

In questo caso l’errore è minore dell’errore del calcolo del ciclo base e addirittura minore dell’unità percentuale. Questi risultati avvalorano la bontà dell’analisi effettuata.

24

Thrust [wet]

90 000 N

TSFC [wet] 0.170kgN ∙h

3.2.4 Grafici ciclo con Postcombustione:

5 10 15 20 25 30 35 40 450.00

200.00

400.00

600.00

800.00

1000.00

1200.00

T=1620KT=1410KT=1500K

OPR

SPIN

TA S

PECI

FICA

5 10 15 20 25 30 35 40 450.14000

0.19000

0.24000

0.29000

0.34000

T=1620T=1500T=1410

OPR

TSFC

5 10 15 20 25 30 35 40 450%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

T=1620T=1500T=1410

OPR

η th

25

F

C

HPT

L PT

B1 M

N

1=221

13

3 441

5 6

9

INTERCOOLER

22’22

41

4

56

9

1=2

21=13

3

T

S

2222’

3.3 Ciclo con Intercooler tra I e II stadio del Fan [INT1]Viene adesso analizzato il ciclo termodinamico inserendo virtualmente l’intercooler tra il primo e il secondo stadio del fan. L’aria refrigerante è l’aria presa all’entrata del fan.

Lo schema dei componenti diviene il seguente:

L’aria compressa uscente dal primo stadio del fan viene quindi mandata nello scambiatore dove cede calore e ritorna all’inizio del secondo stadio dove continua la compressione. L’effetto dell’intercooler è visibile nel grafico T-S grazie ad un estensione nella parte “fredda” del ciclo:

26


Fan , I Stadio – stazione 22’ –

L’aria da condizioni di atmosfera esterna subisce una prima compressione corrispondente ad un terzo del rapporto di compressione del fan:

P22=P2 ∙ β f13

E ragionando come in precedenza si trova una temperatura:

T 22=T2(1+ β f( γ−1 )3 γ −1ηaf

)Intercooler – stazione 22 –

L’aria entra quindi nello scambiatore e a causa dei fenomeni spiegati in precedenza subisce una riduzione di pressione e si trova ad una pressione:

P22=P22 ' ∙ ηi

e abbassa la sua temperatura in relazione all’efficienza dell’intercooler e alla temperatura del fluido refrigerante:

T 22=T22 '−Ri(T 22'−T 2)

Fan , III Stadio – stazione 21=13 –

L’aria, una volta entrata nel fan finisce la prima compressione e viene divisa nella portata primaria e secondaria

P21=13=P22 ∙ β f23

27

Portandosi ad una temperatura:

T 21=13=T 22(1+ β f23∙

(γ−1)γ −1ηaf

)Compressore di Alta Pressione [HPC] – stazione 3 –

La portata primaria viene compressa dall’ HPC:

P3=P21 ∙ βc

E ad una temperatura:

T 3=T 21(1+ βc(γ−1)γ −1ηac

)

Camera di Combustione (primaria) – stazione 4 –

Ripetendo i ragionamenti visto finora si avrà:

P4=P3 ∙ ηpb1

Ad una temperatura massima ammissibile di 1620K.

Turbina di Alta Pressione HPT – stazione 41 –

Si trova la pressione:

P41=P4(1−1−T 41T 4

ηat)

γ(γ−1)

28

E sempre dal bilancio HPC = HPT:

T 41=T 4 ∙CpT 4CpT 41

−CpT 3 ∙ T3−C pT 21 ∙T 21

(1+ f 1)∙ ηmt ∙ ηmc∙1

CpT 41

Turbina di Bassa Pressione LPT – stazione 5 –

P5=P41(1−1− T5T 41ηat

)γ

(γ−1)

T 5=T 41 ∙CpT 41CpT 5

−CpT 21 ∙ T 21−CpT 2 ∙ T 2

(1+ f 1) ∙ ηmt ∙ηmf∙(1+BPR)CpT 5

Camera di Miscelazione – stazione 6 –

P6=P5 ∙ ηm

T 6=(1+f 1 ) ∙ T5 ∙CpT 5+BPR ∙T 21 ∙CpT 21

(1+ f 1+BPR )∙CpT 6


Come da ipotesi:

P9=Pa

E la temperatura di uscita dei gas ricavabile dalla relazione isentropica corretta con il rendimento adiabatico dell’ugello:

29

T 9=T 6(1+ ( P9P6 )( γ−1 )γ −1

ηn)


Ripetendo i procedimenti per il calcolo delle prestazioni si riportano direttamente le formule utilizzate:

f=mf 1

ma1

=CpT 4 ∙ T 4−CpT 3 ∙ T3ηb ∙Qf−CpT 4 ∙ T 4

U 9∫ 1=√2CpT 6 ∙ T6 ∙ ηn ∙ [1−( P9P6 )γ−1γ ]

F∫1=ma1(1+ f+BPR )∙U 9∫1

I a=F∫ 1ma

TSFC=mf

F∫1∙3600

ηth=ma tot ∙U 9∫1

2

2 ∙ mf ∙Q f

30

PRESSIONI P1 (Pa) P22 (Pa) P22' (Pa) P21/13 (Pa) P3 (Pa) P4 (Pa) P41 (Pa) P5 (Pa) P6 (Pa) P9 (Pa)1,01E+05 1,63E+05 1,31E+05 3,40E+05 2,107E+06 2,023E+06 7,783E+05 4,35E+05 3,92E+05 1,01E+05

TEMPERATURE T1 (K) T22 (K) T22' (K) T21/13 (K) T3 (K) T4 (K) T41 (K) T5 (K) T6 (K) T9(K)288,2 337,2 317,6 433,7 778,3 1620,0 1319,1 1163,3 968,2 671,4

CALORI SPECIFICI Cp T1 Cp T21/31 Cp T31 Cp T21/13 Cp T3 Cp T4 Cp T41 Cp T5 Cp T6 Cp T9

1004,67 1008,48 1006,78 1020,29 1109,47 1269,37 1229,53 1202,95 1163,96 1092,46

PRESTAZIONI U9 int1 (m/s) F int1 (N) Ia int1 [Ns/kg] fTSFC int1 (kg/Nh)

772,98 60000 789,47 0,03008 0,09728

RENDIMENTOηth

33,2%

3.3.2 Risultati Numerici ciclo con intercooler tra I e II stadio del Fan

31

3.3.3 Grafici ciclo Intercooler I :

5 10 15 20 25 30 35 40 450.00

100.00

200.00

300.00

400.00

500.00

600.00

700.00

800.00

900.00

T=1620T=1410T=1320

OPR

SPIN

TA SP

ECIFI

CA

5 10 15 20 25 30 35 40 450.08000

0.09000

0.10000

0.11000

0.12000

0.13000

0.14000

T=1620T=1410T=1320

OPR

TSFC

5 10 15 20 25 30 35 40 450%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

T=1620T=1410T=1320

OPR

η th

32

F C

HPT

L PTB1 M

N

1=2

21’

13

3 441

5 6

9

INTERCOOLER

21

41

4

56

9

1=2

21’=31

3

T

S

21’

3.4 Ciclo con Intercooler tra Fan e Compressore [INT2]Inserendo virtualmente l’intercooler tra il Fan e il Compressore si avrà un ulteriore cambiamento del ciclo termodinamico. L’aria refrigerante è l’aria presa all’entrata del fan.

Lo schema dei componenti diviene il seguente:

Il diagramma qualitativo del ciclo è:

33


Fan – stazione 21=13 -

Qui avviene la prima compressione di tutta la portata che verrà poi separata: la secondaria verrà bypassata all’esterno del core engine mentre quella primaria, prima di subire tutto il ciclo termodinamico verrà mandata nello scambiatore:

P21/13=P2 ∙ β f

T 21/13=T 2(1+ β f( γ−1 )γ −1ηac


L’aria passando attraverso l’intercooler subisce quindi una perdita di pressione totale:

P21=P21 ' ∙ ηi

Si porta ad una temperatura intermedia:

T 21=T21 '−Ri(T 21'−T 2)

Il restante ciclo è il medesimo di quello visto in precedenza quindi si avrà un’ altra compressione nell’ HPC e la portata primaria, dopo essere stata riscaldata, verrà mescolata alla secondaria e quindi espulsa dall’ugello.Quindi i restanti passaggi del ciclo e le successive prestazioni verranno omesse.

34

PRESSIONI P1 (Pa) P21/13 (Pa) P21'/13' (Pa) P3 (Pa) P4 (Pa) P41 (Pa) P5 (Pa) P6 (Pa) P9 (Pa)1,013E+05 4,26E+05 3,40E+05 2,107E+06 2,023E+06 9,05E+05 4,66E+05 4,19E+05 1,01E+05

TEMPERATURE T1 (K) T21/13 (K) T21'/13' (K) T3 (K) T4 (K) T41 (K) T5 (K) T6 (K) T9 (K)288,2 458,0 390,0 700,0 1620,0 1361,9 1179,9 986,3 643,7

CALORI SPECIFICI Cp T1 Cp T21/13 Cp T21'/13' Cp T3 Cp T4 Cp T41 Cp T5 Cp T6 Cp T9

1004,67 1024,17 1014,24 1082,76 1269,37 1236,12 1205,98 1167,85 1085,02

PRESTAZIONI U9 int2 (m/s) F int2 (N) Ia int2 [Ns/kg] f TSFC (kg/Nh)797,62 62027 816,14 0,03274 0,10244

RENDIMENTOηth

32,6%

3.4.2 Risultati Numerici ciclo con Intercooler tra Fan e Compressore

35

3.4.3 Grafici ciclo con Intercooler II :

5 10 15 20 25 30 35 40 450.00

100.00

200.00

300.00

400.00

500.00

600.00

700.00

800.00

900.00

T=1620T=1410T=1320

OPR

SPIN

TA S

PECI

FICA

5 10 15 20 25 30 35 40 450.09000

0.10000

0.11000

0.12000

0.13000

0.14000

0.15000

T=1620T=1410T=1320

OPR

TSFC

5 10 15 20 25 30 35 40 450%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

T=1620T=1410T=1320

OPR

η th

36

F

HPT

L PTB1 M

N

1=2

21

13

3 441

5 6

9

INTERCOOLER

C

32’ 32

41

4

56

9

1=2

21=31

3

T

S

32

32’

3.5 Ciclo con Intercooler tra il II e il III stadio del Compressore [INT3]Il terzo e ultimo caso pone l’intercooler tra due stadi dell’HPC. In pratica lo scambiatore di calore verrà posizionato tra il fan e il compressore per limiti tecnologici quindi l’aria refrigerante sarà l’aria in uscita dal fan.

A cui corrisponde un ciclo termodinamico qualitativo:

37


Come si è visto finora le condizioni del fluido all’uscita del fan sono le medesime del ciclo base. All’uscita del fan la portata primaria ha una seconda compressione ma solo parziale all’interno dell’HPC. Infatti al’uscita del secondo stadio viene condotta nell’intercooler e quindi raffreddata:

Compressore di Alta Pressione, II Stadio – stazione 32’ –

Quindi si avrà un’ulteriore compressione della porta primaria all’uscita del fan, pari a due quinti del CPR:

P32 '=P21 ∙ βc25

E aumenterà la sua temperatura:

T 32'=T 21(1+ βc25∙

( γ−1 )γ −1ηac


All’uscita del secondo stadio del compressore l’aria riscaldata entra quindi nell’intercooler:

P32=P32 ' ∙ ηi

Si porta ad una temperatura intermedia tra quella in entrata e quella all’uscita del fan, dove è posizionato fisicamente l’intercooler:

T 32=T32 '−Ri(T 32'−T 21)

38

Compressore di Alta Pressione, V Stadio – stazione 3 –

Quindi il fluido rientra nel compressore dove arriva alla compressione di progetto attraverso gli ultimi 3 stadi:

P3=P32 ∙ βc35

Trovandosi ad una temperatura:

T 3=T 32(1+ βc35∙

(γ−1)γ −1ηac

)In seguito il fluido compie lo stesso ciclo dei precedenti con la stessa analisi.Considerazioni analoghe vanno fatte per le prestazioni.

39

PRESSIONI P1 (Pa) P21/13 (Pa) P32 (Pa) P32' (Pa) P3 (Pa) P4 (Pa) P41 (Pa) P5 (Pa) P6 (Pa) P9 (Pa)1,01E+05 4,26E+05 8,82E+05 7,06E+05 2,107E+06 2,023E+06 8,9E+05 4,57E+05 4,11E+05 1,01E+05

TEMPERATURE T1 (K) T21/13 (K) T32 (K) T32' (K) T3 (K) T4 (K) T41 (K) T5 (K) T6 (K) T9 (K)288,2 458,0 581,3 532,0 758,9 1620,0 1357,6 1175,2 982,6 672,3

CALORI SPECIFICI Cp T1 Cp T21/13 Cp T32 Cp T32' Cp T3 Cp T4 Cp T41 Cp T5 Cp T6 Cp T9

1004,67 1024,17 1049,51 1038,25 1102,49 1269,37 1235,47 1205,12 1167,05 1092,69

PRESTAZIONI U9 int3 (m/s) F int3 (N) Ia int3 [Ns/kg] f TSFC (kg/Nh)791,42 61460 808,69 0,03076 0,09711

RENDIMENTOηth

34,1%

3.5.2 Risultati Numerici ciclo con Intercooler tra II e III stadio del Compressore

40

3.5.3 Grafici ciclo con Intercooler III :

5 10 15 20 25 30 35 40 450.00

100.00

200.00

300.00

400.00

500.00

600.00

700.00

800.00

900.00

T=1620T=1410T=1320

OPR

SPIN

TA S

PECI

FICA

5 10 15 20 25 30 35 40 450.08500

0.09500

0.10500

0.11500

0.12500

0.13500

0.14500

T=1620T=1410T=1320

OPR

TSFC

5 10 15 20 25 30 35 40 450%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

40%

T=1620T=1410T=1320

OPR

η th

41

4 Confronto tecniche

Si è visto quindi come entrambe le tecniche incrementino la velocità di uscita, e quindi la spinta, a discapito di una maggiore quantità di combustibile immesso in camera di combustione.Ciò non significa che si avrà un inevitabile aumento di TSFC e una diminuzione di rendimento termodinamico perché, ricordando le espressioni di entrambi, potrebbero essere maggiori i benefici in termini di velocità di efflusso che un peggioramento in termini di consumo specifico e di rendimento termodinamico data la maggiore quantità di combustibile immessa in C.C. .

Verranno quindi confrontate le prestazioni ottenute con le tecniche di intercooling e di postcombustione con le prestazioni del ciclo base. In seguito si andranno a confrontare le due tecniche per vedere in quali condizioni operative potrebbero trovare il loro impiego.

4.1 Consumo di Combustibile

Ciclo dry

mf=ma1 ∙ f 1=1,54kgs

Ciclo con Postcombustione

mf=ma1 ∙ f 1+ ma ∙ f 2=4,28kgs

Ciclo con Intercooler 1

mf=ma1 ∙ f=1,62kgs


mf=1,76kgs


mf=1,66kgs

42

Quindi riassumendo:

P.C. INT1 INT2 INT3

mf [kg s-1] 4,28 1,62 1,76 1,66

Incremento % di mf rispetto il ciclo base 178 % 5,2 % 14,3 % 7,8 %

È quindi chiaro il notevole consumo di combustibile nel caso di postcombustione, al contrario dell’uso della tecnica di intercooling che ha anch’essa rispetto al ciclo base un consumo maggiore, ma in maniera meno rilevante che nell’altro caso.

4.2 PrestazioniRichiamando le prestazioni calcolate per il ciclo base:

U9 dry [m/s] F dry [N] Ia dry [Ns/kg]

756,52 58658 771,82

Confrontiamo quindi le prestazioni:

Velocità di efflusso:

P.C. INT1 INT2 INT3

U9 [m s-1] 1118,74 772,98 797,62 791,42

Incremento % 47,8 % 2,2 % 5,4 % 4,6 %

Spinta:

P.C. INT1 INT2 INT3

F [N] 89811 60000 62027 61460

Incremento % 53,1 % 2,3 % 5,7 % 4,8 %

43

Spinta Specifica

P.C. INT1 INT2 INT3

Ia [N s kg-1] 1181,72 789,47 816,14 808,69

Incremento % 53,1 % 2,3 % 5,7 % 4,8 %

Si ha quindi un incremento delle prestazioni molto elevato nel caso di postcombustione e degli incrementi modesti nel caso di intercooling. In particolare si hanno maggiori prestazioni con l’intercooler posizionato tra fan e compressore che scambia calore con l’aria esterna.È da notare però che si hanno prestazioni simili anche con l’intercooler posizionato tra II e III stadio del compressore, nonostante il fluido refrigerante sia l’aria in uscita dal fan, quindi a temperatura più elevata dell’aria esterna.

4.3 Consumo specifico -TSFC –

TSFC dry [kg N-1 h-1]

0,09434

Consumo Specifico

P.C. INT1 INT2 INT3

TSFC [kg N-1 h-1] 0,17151 0,09728 0,10244 0,09711

Incremento % 81,8 % 3,1 % 8,6 % 2,9 %

Come si attendeva l’uso del postcombustore quasi raddoppia il consumo specifico rispetto al propulsore senza reheat. Nel caso di intercooling invece gli aumenti di consumo specifico sono moderati, inferiori al 10% .

44

4.4 Rendimento TermodinamicoCiclo base:

ηth dry33,6%

Rendimento Termodinamico:

P.C. INT1 INT2 INT3

ηth 27,3 % 33,3 % 32,6 % 34,1 %

Incremento % - 18,7 % - 0,9 % - 3,0 % +1,0 %

Come da attese si ha un significativo peggioramento del rendimento termodinamico nel caso di postcombustione; invece si ha un molto modesto peggioramento in due casi di intercooling e addirittura un lieve aumento nel caso di intercooler posizionato tra II e III stadio del compressore di alta pressione. Questo è dato, come si era messo in evidenza all’inizio del capitolo, dai maggiori benefici in termini di velocità di uscita rispetto all’aumento di combustibile impiegato.

45

4.5 Confronto al variare di parametri caratteristici del propulsoreSi suppone ora di poter modificare il propulsore in termini di parametri del ciclo termodinamico per confrontare gli andamenti delle prestazioni dei cicli studiati finora.

4.5.1 Cicli al variare dell’OPRIl range di valori utilizzato nel confronto deve tenere in conto che il propulsore è a flussi associati, quindi occorre prestare attenzione che la pressione in camera di miscelazione sia almeno paragonabile alla pressione all’uscita del fan.

Spinta Specifica

5 10 15 20 25 30 35 40 45600.00

700.00

800.00

900.00

1000.00

1100.00

1200.00

POSTINT1INT2INT3DRY

OPR

Ia

Consumo Specifico

46

5 10 15 20 25 30 35 40 450.08000

0.10000

0.12000

0.14000

0.16000

0.18000

0.20000

POSTINT1INT2INT3DRY

OPR

TSFC

Rendimento Termodinamico

5 10 15 20 25 30 35 40 4518%

20%

22%

24%

26%

28%

30%

32%

34%

36%

POSTINT1INT2INT3DRY

OPR

η th

Anche al variare del rapporto di compressione totale rimane dunque la notevole differenza nell’utilizzo della postcombustione. Infatti si ha sempre un peggioramento di rendimento termodinamico e di consumi e un grande incremento di spinta specifica.

Per quanto riguarda invece la tecnica di postcombustione si nota che essa è efficace ad elevati OPR. Precisamente si ha un incremento del rendimento termodinamico rispetto al ciclo base all’aumentare del rapporto di compressione; questo è dato dal decadimento del rendimento del ciclo base, cosa che non avviene in maniera così rilevante nei cicli con intercooling. Andando

47

quindi in questa direzione la posizione dell’intercooler più vantaggiosa sembrerebbe essere quella nel compressore. È li infatti che si ha un rendimento elevato e buone spinte specifiche ad elevati OPR.

A bassi OPR invece avviene che la tecnica di interrefrigerazione è sconveniente avendo, oltre che rendimento termodinamico e TSFC peggiori, anche una spinta specifica addirittura minore che nel caso di ciclo base.

48

4.5.2 Cicli al variare del BPRLe variazioni di BPR in un motore a flussi associati non possono essere eccessive avendo la condizione di pressione in camera di miscelazione vista il paragrafo prima.

Spinta Specifica

0.20 0.40 0.60 0.80 1.00 1.20 1.40 1.60 1.80 2.00 2.20170.00

270.00

370.00

470.00

570.00

670.00

770.00

870.00

970.00

1070.00

1170.00

POSTINT1INT2INT3DRY

BPR

Ia

Consumo Specifico

0.20 0.40 0.60 0.80 1.00 1.20 1.40 1.60 1.80 2.00 2.200.08000

0.10000

0.12000

0.14000

0.16000

0.18000

0.20000

0.22000

POSTINT1INT2INT3DRY

BPR

TSFC

49


0.20 0.40 0.60 0.80 1.00 1.20 1.40 1.60 1.80 2.00 2.205%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

POSTINT1INT2INT3DRY

BPR

η th

Appare evidente che modificare il propulsore aumentando il BPR non sia conveniente in nessun modo.

Infatti si ha una diminuzione del rendimento e della spinta specifica all’aumentare del BPR per ogni configurazione. Il ciclo che più risente dell’aumento di BPR è il ciclo base che in relazione agli altri cicli ha una maggiore diminuzione di rendimento termodinamico e di spinta specifica.Anche il consumo specifico non è favorevole in maniera rilevante perché si nota che all’aumentare del BPR decresce solo lievemente il TSFC, salvo poi salire nuovamente e in maniera più marcata di quanto non sia disceso.

50

4.5.3 Cicli al variare della T4Potendo idealmente variare la temperatura di ingresso turbina di alta pressione, limite termo-meccanico della massima temperatura del ciclo con intercooler, si hanno i seguenti andamenti.Si assume come temperatura limite quella originaria del propulsore.

Spinta Specifica

1150.00 1200.00 1250.00 1300.00 1350.00 1400.00 1450.00 1500.00 1550.00 1600.00 1650.00200.00

300.00

400.00

500.00

600.00

700.00

800.00

900.00

1000.00

1100.00

1200.00

POSTINT1INT2INT3DRY

T4

Ia

Consumo Specifico

1150.00 1200.00 1250.00 1300.00 1350.00 1400.00 1450.00 1500.00 1550.00 1600.00 1650.000.08000

0.10000

0.12000

0.14000

0.16000

0.18000

0.20000

0.22000

POSTINT1INT2INT3DRY

T4

TSFC

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1150.00 1200.00 1250.00 1300.00 1350.00 1400.00 1450.00 1500.00 1550.00 1600.00 1650.000%

5%

10%

15%

20%

25%

30%

35%

POSTINT1INT2INT3DRY

T4

η th

Al variare della temperatura di ingresso turbina non si hanno rilevanti cambiamenti delle prestazioni dei diversi cicli rispetto a quelle calcolate con i parametri dell’EJ200.Infatti rimangono sostanzialmente invariate le differenze di rendimento termodinamico, TSFC e spinta specifica nei tre diversi intercooler.

Invece a basse temperature di ingresso turbina si nota un degrado di rendimento maggiore nel caso di ciclo base che si ripercuote nei consumi e anche in una spinta specifica in proporzione minore. La bassa temperatura in camera di combustione primaria determina inoltre un brusco decadimento di spinta specifica nel caso di postcombustione, la quale diventerebbe paragonabile al propulsore con intercooling, anche se con TSFC ancora di gran lunga più elevato.

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5 ConclusioniSi è visto dunque che per incrementare la spinta si può agire sulla velocità di efflusso dei gas combusti, in particolare, aumentandola. Ciò è possibile agendo sul ciclo Brayton-Joule modificandolo convenientemente in modo tale che venga incrementato il salto entalpico del fluido evolvente.Si è lavorato sulla parte “calda” e sulla parte “fredda” di fluido nel ciclo ovvero effettuando un reheat, o postcombustione, o una interrefrigerazione in fase di compressione.

Si è notato come lavorare sulla parte calda del fluido abbia dei vantaggi rispetto a modificare il ciclo nella parte fredda in termini di prestazioni pure: infatti utilizzando la postcombustione si hanno ingenti incrementi di velocità di efflusso, cosa che non avviene con la tecnica di intercooling. Questo è dato anche dalla divergenza delle isobare all’aumentare della temperatura e dell’entropia. Infatti a parità fattori il salto entalpico che si risparmia diminuendo il lavoro di compressione è minore del salto entalpico generato da un nuovo riscaldamento. Se però la spinta specifica è poco paragonabile, in favore della postcombustione, l’intercooling ha il vantaggio di avere consumi decisamente minori e rendimenti termodinamici in linea con quello del ciclo base.Andando a modificare i parametri del propulsore si è notato che entrambe le tecniche sono poco convenienti, o addirittura peggiorative nel caso di intercooling, a bassi rapporti di compressione.All’aumentare dell’OPR invece si è vista una particolare convenienza nell’utilizzo della tecnica di intercooling.Aumentando il BPR è palese che non si otterrebbero benefici ma solo peggioramenti in termini di prestazioni e rendimenti.In generale diminuendo la T4 si hanno graduali peggioramenti di prestazioni per ogni ciclo, in particolare per il ciclo base.

Considerando la posizione dell’intercooler si è visto che in termini di prestazione pura quale la spinta è più conveniente posizionarlo tra Fan e Compressore, dove si hanno però anche i maggiori consumi; Posizionandolo nel fan si hanno peggioramenti in termini di TSFC e rendimento termodinamico non giustificati da un solo mediocre incremento di spinta. Quindi si è notato che la migliore posizione risulta nel compressore, dove si ha una spinta paragonabile al miglior intercooler ma consumi non eccessivi e un rendimento termodinamico addirittura maggiore, di poco, che nel caso di ciclo non modificato.

Concludendo, si è capito che l’utilizzo delle due tecniche di aumento della spinta sono valide entrambe ma in condizioni di utilizzo diverse: la postcombustione è sicuramente vantaggiosa per incrementi di spinta temporanei a causa degli elevatissimi consumi indotti e quindi si adatta maggiormente ad un uso su propulsori militari in particolari situazioni di volo.

Invece l’intercooling è una tecnica che fornisce limitati incrementi di prestazioni, intorno al 6 % , seguiti da limitati incrementi di consumo specifico che rendono quindi questa soluzione adatta a propulsori di velivoli civili che necessitano di un incremento di spinta in situazioni di volo come potrebbero essere il decollo o la salita per raggiungere la quota di crociera.

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http://www.eurojet.de/

Tecniche per Incrementare la Spinta: Intercooling e Postcombustione

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