Bo Rice an Cos Min Constantin

download Bo Rice an Cos Min Constantin

of 74

description

catalog turbo

Transcript of Bo Rice an Cos Min Constantin

  • [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%