Analisi preliminare sulla realizzazione di un banco prova per applicazioni turbocompound

UNIVERSITÀ DI PISA

Scuola di Ingegneria

Dipartimento di Ingegneria di Ingegneria Civile e Industriale

Corso di Laurea Magistrale in Ingegneria Meccanica

Tesi di Laurea Magistrale

ANALISI PRELIMINARE SULLA REALIZZAZIONE DI

UN BANCO PROVA PER APPLICAZIONI

TURBOCOMPOUND

Relatori: Candidato:

Prof. Marco Antonelli Cesare Riccio

Prof. Ciro Santus

Prof. Stefano Frigo

Anno Accademico 2018 / 2019

Sommario

ABSTRACT ... 3

1. INTRODUZIONE ... 4

2. LETTERATURA ... 8

3. OBIETTIVI DELLA TRATTAZIONE ... 12

4. GIUNTO MAGNETICO ... 17

5. TEST MOTORE ELETTRICO - TURBINA ... 31

6. CUSCINETTI ALTA VELOCITÀ ... 37

7. TEST MOTORE ELETTRICO - COMPRESSORE ... 39

8. EQUILIBRATURA ... 47

9. SICUREZZA ... 48

10. SCHEMA BANCO ... 54

11. PROCEDURA DA OSSERVARE ... 58

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ABSTRACT

Lo scopo di questa tesi è quello di portare a termine un’analisi relativa alla realizzazione di un banco prova per applicazioni sul turbocompound elettrico. Ci si propone dunque di evidenziare i problemi connessi alla realizzazione del suddetto banco, e di proporre, se possibile, soluzioni realizzative adeguate.

Con il termine turbocompoud s’intende una serie di sistemi, rivolti ai motori a combustione interna turbocompressi, atti a recuperare parte dell’energia residua dei gas di scarico dopo l’espansione in turbina.

Il turbocompound di tipo elettrico può essere applicato ai motori a combustione in due configurazioni: la prima consiste nell’accoppiare direttamente un motore elettrico all’albero del turbocompressore.

Nella seconda configurazione, le due giranti del turbocompressore vengono disaccoppiate ed entrambe vengono collegate meccanicamente a due macchine elettriche distinte.

Layouts di questo tipo consentono, oltre ad un recupero maggiore di energia residua dei gas di scarico rispetto ad un classico turbocompressore, di diminuire il noto fenomeno del turbo-lag.

Il banco è pensato per testare la configurazione del secondo tipo, che permette un aumento di efficienza e prestazioni più alto.

Partendo da un turbocompressore commerciale per autoveicoli, si vorrà dunque testare il funzionamento di turbina e compressore accoppiati separatamente con un motorino elettrico ad alta velocità già disponibile in dipartimento. Si è pensato di ricorrere ad un giunto di tipo magnetico per collegare le macchine, data la alta velocità di rotazione e la conseguente impossibilità di ricorrere ad un giunto meccanico per problemi di sbilanciamento.

Verranno analizzate le criticità relative a questo accoppiamento di tipo magnetico e presentate le soluzioni costruttive per il progetto del banco.

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1. INTRODUZIONE

Le normative antinquinamento sempre più stringenti spingono le case automobilistiche alla continua ricerca dell’aumento di efficienza dei motori a combustione, per abbassare così le emissioni inquinanti.

L’obiettivo della diminuzione di inquinanti si persegue in due modi: aumentando l’efficienza del ciclo termico e adoperando sistemi antinquinamento come filtri antiparticolato (FAP), valvole di ricircolo dei gas di scarico (EGR) e catalizzatori più prestanti. Attualmente la normativa in vigore è la EURO 6 entro la quale devono rientrare tutti i veicoli di nuova immatricolazione.

In una prima approssimazione è lecito sostenere che in un motore a combustione interna, 1/3 dell’energia del combustibile venga trasformata in energia cinetica, 1/3 venga dissipata sotto forma di calore e 1/3 sia presente nel flusso dei gas di scarico.

Il turbocompressore è sistema che consente di recuperare parte dell’energia residua dei gas di scarico aumentando l’efficienza del motore. Esso è costituito da un albero alle quali estremità sono calettate le giranti della turbina e del compressore. I gas di scarico, espandendosi in turbina, trasmettono energia all’albero che viene utilizzata per comprimere l’aria in ingresso al motore, aumentando dunque la quantità di carica nei cilindri cosicché il motore possa sviluppare una maggiore coppia e di conseguenza potenza.

Questo sistema presenta due limiti, uno dei quali noto come turbo-lag: a basso regime del motore, il flusso dei gas di scarico non è sufficiente ad accelerare il turbogruppo in tempi relativamente brevi venendosi a creare in questo modo un ritardo di risposta.

Il secondo limite deriva dal fatto che il sistema necessita di una valvola di sovrapressione, chiamata waste-gate, che permette ad una parte dei gas di scarico di bypassare la turbina limitando la pressione di sovralimentazione, evitando in questo modo che l’assieme rotante raggiunga velocità troppo elevate. Infatti, le velocità di rotazione arrivano a 150.000/200.000 giri al minuto e quindi le sollecitazioni per forza centrifuga sono elevate. Da qui appunto il secondo limite, ovvero il mancato sfruttamento della parte di gas che bypassa la turbina.

Una possibilità di miglioramento delle prestazioni di un motore turbocompresso deriva dai sistemi turbocompound elettrici (ETC), che recuperano convenientemente l’energia in eccesso dei gas di scarico.

Per quanto riguarda il turbocompound di tipo elettrico, una sua modalità di applicazione consiste nel montare una turbina di bassa pressione a valle di quella principale, e di collegarla ad un generatore elettrico.

5 Due configurazioni più interessanti di ETC sono le seguenti:

Prima configurazione (single ETC): accoppiamento diretto tra l’albero del turbogruppo e un motore/generatore elettrico. Il rotore del motore elettrico è incorporato nell’alberino del turbo. In questo modo si può evitare in teoria la presenza della waste-gate, e sarà il generatore elettrico a frenare l’assieme rotante recuperando potenza.

A basso regime e durante i transitori invece la macchina elettrica, funzionando da motore, fornirà potenza all’assieme così da poter diminuire il fenomeno del ritardo di risposta.

Seconda configurazione di turbocompound elettrico (double ETC): disaccoppiamento delle giranti di turbina e compressore e collegamento di ciascuna turbomacchina ad una macchina elettrica.

In questo modo si hanno degli ulteriori vantaggi rispetto alla configurazione singola. Non essendoci più il vincolo di rigidità, ognuna delle due turbomacchine più operare nell’intorno delle loro condizioni operative migliori.

Inoltre, così facendo la dinamica del compressore è più veloce, poiché disaccoppiato dalla turbina: l’inerzia del sistema compressore-rotore elettrico è nettamente minore di quella del sistema compressore-rotore elettrico-turbina, infatti la turbina è costituita di acciaio che possiede densità circa tripla rispetto all’alluminio (materiale di cui è costituito il compressore) e dunque concorre in modo considerevole al momento di inerzia dell’assieme rispetto all’asse di rotazione.

TURBOCOMPOUND DI TIPO ELETTRICO CON LPT

6 TURBOCOMPOUND DI TIPO ELETTRICO: SINGLE ETC

Figura 1.2 single ETC

TURBOCOMPOUND DI TIPO ELETTRICO: DOUBLE ETC

7

Applicazione in campo automobilistico

Attualmente in campo automobilistico non c’è stata applicazione di turbocompound elettrico, ma questa è prevista a breve.

Infatti, la Garrett ha messo a punto un turbo elettrico, che consiste proprio nel single ETC. Come si nota dalla figura 1.4, il rotore della macchina elettrica è montato sull’albero del turbo.

Figura 1.4 single ETC - Diesel Engine Waste Heat Recovery Utilizing

Electric Turbocompound Technology

In figura 1.5 è mostrato il turbocompresssore elettrico della Garrett.

Si nota la presenza della valvola si sovrapressione wastegate. In questo caso quindi, la macchina elettrica è dimensionata per assorbire ed erogare una potenza inferiore a quella che riesce ad erogare la turbina.

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2. LETTERATURA

Confronto tra due configurazioni Turbocompound

I sistemi turbompound, specialmente quello di tipo disaccoppiato, offrono certamente dei vantaggi dal punto di vista del comportamento del motore, come confermato dai risultati di una ricerca numerica di questo ateneo [Frigo, Pasini, Antonelli] che ha confrontato le prestazioni di un motore diesel da 1561 cc, a vari regimi di rotazione e carichi, equipaggiato con turbocompressore convenzionale e con sistema turbocompound.

Consumo specifico

Nella figura le tre configurazioni sono confrontate in termini di BSFC (consumo specifico).

Figura 2.1 consumo specifico nelle tre configurazioni

Si osserva che:

9 - il massimo guadagno in termini di consumo specifico, rispetto al motore senza

turbocompound, si raggiunge a carichi medi e alti e regimi alti.

- per il single ETC si ottiene un guadagno di circa il 6%, per il double si arriva al 8%.

Potenza elettrica recuperata

Single ETC:

Figura 2.2 potenza elettrica recuperata (single ETC)

Per quanto riguarda la potenza elettrica recuperata nel caso di single ETC, si può affermare che si raggiunge il valore dei 6 kW a metà carico e massimo numero di giri.

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Figura 2.3 potenza elettrica recuperata (double ETC)

Nella configurazione double ETC, si arriva a 11 kW recuperati.

Caratteristiche motori elettrici ad alta velocità

La macchina elettrica deve essere in grado di raggiungere le velocità caratteristiche dei turbocompressori, velocità dell’ordine dei 150.000/200.000 giri al minuto. Inoltre, deve avere un rendimento relativamente elevato per evitare che le perdite influiscano sul rendimento e sulle prestazioni di tutto il sistema.

Macchine adatte a tale scopo sono i motori elettrici a magneti permanenti.

Negli ultimi venti anni questo tipo di macchina è diventato di uso molto comune, per due fattori: la necessità di apparecchiature elettriche di alta efficienza e la commercializzazione e disponibilità di magneti in Terre Rare.

I magneti in Terre Rare in questione sono quelli al Neodimio-Ferro-Boro (Ne-Fe-B). I vantaggi di queste macchine MP sono l’elevata efficienza e l’alta densità di potenza.

L’alta densità di potenza è da ricondurre al grado di eccitazione magnetica. Ciò comporta una maggiore compattezza in senso radiale del rotore che quindi consente delle velocità maggiori tollerabili dal punto di vista strutturale. Inoltre, il rotore, possedendo una semplice struttura cilindrica è per costruzione in grado di resistere

11 sufficientemente bene alle sollecitazioni dovute alla forza centrifuga derivanti dalla velocità elevata (si pensi, per fare un confronto, al rotore a gabbia di scoiattolo delle macchine asincrone trifase)

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3. OBIETTIVI DELLA TRATTAZIONE

Descrizione di base banco

Lo scopo della tesi è quello di effettuare una progettazione di massima sulla realizzazione di un banco prova che consenta di testare alternativamente turbina e compressore accoppiati entrambi con il motorino elettrico.

Si vuole verificare il funzionamento di questi due tipi di accoppiamento e verificare il modo in cui interagiscono a livello energetico.

In generale si può affermare che, testando singolarmente le due turbomacchine, è possibile valutare quali siano le condizioni operative ideali nell’intorno delle quali sarebbe opportuno farle operare, visto che la configurazione turbocompound in esame consente appunto di far lavorare le due turbomacchine in modo disaccoppiato.

Le caratteristiche principali richieste al banco sono le seguenti:

- Poter ospitare macchine elettriche di potenza almeno di 20 kW (sia in assorbimento sia in erogazione).

- Sopportare velocità di rotazione fino a 150.000 rpm.

- Poter ospitare compressori e turbine di uso automobilistico.

Il motore elettrico ad alta velocità è già disponibile in dipartimento e le sue caratteristiche saranno descritte in seguito.

Il test sarà fatto provando alternativamente la configurazione motore-compressore e quella motore-turbina.

Verrà studiato il tipo di giunto da utilizzare per collegare gli alberi delle macchine e lo stesso giunto verrà dimensionato in base alla coppia che le macchine, nei due layout di prova, si dovranno trasmettere.

Il banco dovrà avere una certa versatilità, ovvero consentire il test di turbocompressori in un intervallo non troppo ristretto di potenza.

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Motore elettrico – Turbina

In questo caso l’ipotesi è quella di smontare la girante del compressore e sfruttare l’estremità dell’albero per calettarvi il giunto.

Figura 3.2 configurazione di prova motore elettrico-turbina

Motore elettrico – Compressore

Per questa configurazione, macchina elettrica – compressore, non si può procede come per l’altra poiché la turbina è fatta di pezzo con l’albero.

Dunque, si rende necessario il disegno e la realizzazione di un albero, supportato in modo appropriato, per il compressore da collegare al motore.

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Turbocompressori da testare

Si prendono a riferimento, in partenza, dei dati disponibili sulla potenza richiesta da due compressori automobilistici di un motore 1.6 turbodiesel.

Secondo questi dati, il compressore assorbe un valore potenza che va fino ai 5/6 kW. La potenza residua è indicativamente di 7/8 kW. Si deduce la potenza sviluppata dalla turbina è di circa 12/13 kW.

Per un motore 2.0 turbodiesel invece sappiamo che la potenza sviluppata dalla turbina è tra i 20 e i 30 kW.

L’esigenza sarebbe quella di avere un banco prova versatile, ovvero tale da poterci testare una serie di turbocompressori da montare su una gamma abbastanza ampia di motori a combustione interna. (in un intervallo che potrebbe andare da un motore 1.0 turbobenzina fino ad un motore 3.0 turbodiesel).

Lo scopo sarebbe quello di arrivare a valori di potenza di 30/40 kW.

Questa richiesta di scontra con i dati di coppia e potenza della macchina elettrica in questione (1.2 Nm e 20 kW).

L’obiettivo che ci si prefigge nel dimensionamento del banco prova è, perciò, quello di mettere in evidenza le soluzioni costruttive e i punti critici di tale progettazione, nonostante il motore elettrico disponibile non permetta di testare una gamma ampia di turbocompressori.

Nel dimensionamento, si farà riferimento a valori di potenza fino a 30/40 kW, sia per le turbomacchine sia per il motore elettrico.

Macchina elettrica a disposizione

La macchina elettrica è una macchina Brushless a magneti permanenti. Il magnete, alle Terre rare, appartiene alla famiglia NdFeB (Neodimio-Ferro-Boro).

La macchina presenta i seguenti parametri:

- Numero di fasi = 3

- Numero di paia polari = 1 - Spessore del traferro = 2 mm - Coppia nominale = 1.2 Nm - Potenza nominale = 20 kW

- Numero di giri al minuto = 160.000 rpm velocità angolare = 16755 rad/s - Rendimento = 96%

15 Di seguito, le curve di coppia, potenza e rendimento del motore fornite dal costruttore. Le curve hanno senso fino alle velocità di 160.000 rpm.

Figura 3.4 coppia e potenza della macchina a disposizione

16 La scelta del tipo di giunto, date le alte velocità in gioco, è una questione critica, a causa delle azioni centrifughe causate da squilibramenti del giunto, dovuti ad errori costruttivi o alla conformazione del giunto stesso.

La soluzione che potrebbe offrire le prestazioni richieste, per questi valori di velocità, è il giunto di tipo magnetico, che grazie alla sua natura garantisce assenza di contatto tra le parti e quindi elimina i problemi di squilibrio che sarebbero stati introdotti da un giunto di tipo meccanico, mantenendo inoltre l’isostaticità degli assiemi.

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4. GIUNTO MAGNETICO

Il giunto magnetico consiste di due dischi di materiale ferromagnetico dotati di magneti permanenti in terre tare, i quali sono magnetizzati in direzione assiale I magneti sono a forma di settore di corona circolare e sono disposti per ottenere alternanza polo nord - polo sud.

La tipologia di giunto sopra descritta è denominata ‘giunto assiale’. La configurazione assiale del giunto è preferibile rispetto a quella radiale, poiché concede disallineamenti angolari ed assiali maggiori. Inoltre, risulta di più semplice geometria e, conseguentemente, di più semplice realizzazione.

I dischi si trasmettono una coppia lungo il loro asse di simmetria; si trasmettono anche una forza, lungo lo stesso asse, di attrazione.

Figura 4.1 Giunto assiale e giunto radiale

I requisiti del dimensionamento riguardano due fattori; il primo è che il valore di

coppia massimo trasmissibile sia sufficiente per gli scopi delle prove. Il secondo

riguarda lo sbilanciamento che i dischi inevitabilmente si portano dietro dai processi costruttivi.

Per quanto riguarda le caratteristiche di coppia trasmissibile, si considera il dato di partenza sulla potenza, dove si ha il target di 30/40 kW. Dalle curve di coppia e potenza dei compressori si nota che il massimo della coppia si trova indicativamente allo stesso numero di giri della potenza massima: da ciò si deduce che è lecito calcolare la coppia massima trasmissibile come:

18 COPPIA MASSIMA TRASMISSIBILE = POTENZA MASSIMA/VELOCITÀ ANGOLARE

Data una potenza di 40 kW, erogata a 150.000 rpm, la coppia erogata è pari a:

C = P/ω = 40.000/15.700 ≃ 2.5 Nm

Come già evidenziato nel capitolo precedente, il target di 30/40 kW e 2.5 Nm si scontra con i valori di coppia e potenza della macchina elettrica in questione (1.2 Nm e 20 kW).

Per quanto riguarda il valore di coppia trasmissibile richiesta al giunto, nel dimensionamento faremo riferimento a valori tra i 2 e i 3 Nm.

L’altro fattore a cui porre attenzione durante il dimensionamento è l’inevitabile squilibrio che i dischi possiederanno rispetto al loro asse, a causa delle tolleranze di lavorazione. Questa eccentricità causa una forza rotante che, come è ben noto, è proporzionale al quadrato della velocità angolare.

Questo aspetto risulta particolarmente critico viste le elevate velocità di rotazione.

Dimensionamento magnetico

Il dimensionamento del giunto fa riferimento allo studio di Thierry Lubin, Mezani Smail e Abderrezak Rezzoug.

Questa è la rappresentazione schematica del giunto:

19 Date le elevate velocità, è stata effettuata una stima dell’intensità dello stato di tensione causato dalle azioni centrifughe:

𝜎 =1

2𝛾𝑉𝑚𝑎𝑥

2

dove 𝑉𝑚𝑎𝑥è la velocità dei punti sul bordo del disco.

Considerando un regime di rotazione di 150.000 rpm e un valore ragionevole del raggio di 20 mm, otteniamo una tensione pari circa a 400 MPa.

Sappiamo che i materiali ferromagnetici comunemente usati utilizzati in questo campo non possiedono delle tensioni di snervamento molto elevate (200 – 500 MPa). Da questo si deduce la necessità di un bendaggio di contenimento, tipico dei rotori dei motori elettrici a magneti permanenti, per limitare lo stato di tensione causato dalle sollecitazioni centrifughe. Il bendaggio può essere costituito, ad esempio, da fibra di carbonio.

Lo studio giunge a due relazioni semplificate per la coppia e la forza assiale trasmesse, dove:

- Br il valore di magnetizzazione dei magneti

- e è il traferro

- h lo spessore assiale dei magneti

- R2 ed R1 raggio esterno ed interno dei magneti - α è il grado di ricopertura

- p il numero di paia polari - a=p∙h/Re

20 Si riporta l’andamento della coppia trasmessa e della forza assiale al variare dei parametri sia geometrici sia magnetici. I grafici sono riferiti ad uno dei dimensionamenti svolti per il giunto, anche se per ora si vuole evidenziare il loro andamento qualitativo.

Andamento della coppia e della forza assiale al variare dello spessore di traferro: si nota come le due grandezze diminuiscano rapidamente all’aumentare del traferro

21

Figura 4.4 Forza assiale (N) in funzione del traferro (m)

Dipendenza della coppia dallo sfasamento angolare. Si nota che tale andamento è sinusoidale e il valore della coppia raggiunge il suo massimo per un angolo pari a π/2p.

22 Dipendenza della forza assiale dallo sfasamento angolare: l’andamento risulta uguale al precedente, ma sfasato di pigreco/2.

Figura 4.6 Forza assiale (N) in funzione dello sfasamento angolare (rad)

Influenza del numero di paia polari.

Le curve presentano un massimo che dipende dalla lunghezza del traferro. Il valore ottimo di paia polari aumenta quando il traferro si riduce.

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Figura 4.8 Forza assiale max. in funzione del numero di paia polari, per valori del traferro pari a 1,2 e 3 mm

È stata effettuata una stima della forza di sbilanciamento a cui sono soggetti i dischi che compongono il giunto, considerando la loro massa e la stima della eccentricità. Per stimare lo squilibrio dei due dischi, i quali nel loro insieme compongono il giunto, si considerano dei valori di eccentricità tenendo conto del tipo di tecnologia di lavorazione.

Per quanto riguarda l’elemento assialsimmetrico di ferro, si assume come valore ragionevole della tolleranza di eccentricità per la lavorazione alle macchine utensili quella del centesimo di millimetro.

Relativamente ai magnetici invece, la tolleranza è di un ordine di grandezza maggiore, ovvero il decimo di millimetro.

Supponendo di avere due paia di poli, per semplicità si assume che uno dei quattro magneti abbia sbilanciamento massimo, mentre gli altri tre siano perfettamente equilibrati. Sempre per semplicità, se il numero di paia polari fosse maggiore, si procede comunque nel calcolo come se la massa sui si considera concentrata totalmente l’eccentricità fosse un quarto di quella totale.

I turbocompressori vengono sempre sottoposti ad un processo di equilibratura, dal momento che il processo produttivo non dà luogo ad un allineamento tale da garantire un funzionamento idoneo.

Questo fa ipotizzare che anche per i dischi del giunto sarà necessari un processo di equilibratura.

La stima dello sbilanciamento si è basata su un proporzionamento del disco come mostrato in figura 4.10.

24

Figura 4.9 rappresentazione schematica del disco che compone il giunto

Variabili magnetiche del dimensionamento:

- Numero di paia polari: il primo tentativo è quello con numero di paia polari uguali a 2, per semplicità costruttiva. Si è proceduto poi con un tentativo di dimensionamento per p = 3.

- Il valore di magnetizzazione è quello massimo ottenibile dai magneti in Neodimio-Ferro-Boro.

- Il valore di traferro considerato è di 2 mm. Si vuole mantenere questo valore di distanza assiale tra i magneti per scongiurare il pericolo di contatto, a causa di vibrazioni.

25 Si è riusciti ad ottenere i seguenti valori di coppia e forza assiale:

COPPIA, Nm FORZA ASSIALE, N FORZA

SBILANCIAMENTO, N p = 2 D2 = 32 mm D1 = 20 mm 2 220 240 p = 2 D2 = 35 mm D1 = 20 mm 3 300 300 p = 3 D2 = 35 mm D1 = 20 mm 3.3 270 300 p = 3 D2 = 34 mm D1 = 20 mm 3 250 270

Figura 4.10 coppia trasmissibile in funzione del numero di paia polari

ORIGIN 1

Forze in Newton, lunghezze in metri

Data una potenza erogata di 40 kW,a 150.000 rpm, la coppia è pari a: C 40000 150000 2 π 60    2.546  

Per avere un banco versatile, si cerca di arrivare a 2 o 3 Nm

Dimensionamento magnete 2 paia polari Br 1.5 T (1.48/1.5) valore di magnetizzazione μ0 1.26 10 6 H/m D1 20 10 3 D2 32 10 3 R1 D1₂  0.01 R2 D2₂  0.016 α 0.9 p 2 h 0.005 Re R1 R2₂ a p h Re 

θ π 2 p

 sfasamento angolare corrispondente alla coppia max.

υ d 2 h  d DA 10 10  3 RA DA₂ 5 103 DB 0.015 RB DB₂  7.5 103

Coppia trasmessa in funzione della distanza tra i magneti

T d( ) 16 3π Br2 μ0  _R231 R1 R2       3          sin α π 2       2  sinh a( ) 2 sinh 2 1 d 2 h    a     sin p θ(  )  T 0.001( ) 2.505 T 0.002( ) 2.128

Forza trasmessa in funzione della distanza tra i magneti

F d( ) 8Br 2 R22 π μ0 1 R1 R2       2          sin α π 2       2 sinh a( )2 sinh 2 1 d 2 h    a    2  cos 0( ) cosh 2 1 d 2 h    a    1     F 0.001( ) 274.822 F 0.002( ) 221.172

0 2 10 3 4 10 3 6 10 3 8 10 3 0.01 0 1 2 3 T d( ) d

0 2 10 3 4 10 3 6 10 3 8 10 3 0.01 0 100 200 300 400 F d( ) d Massa ferro MF _π_RB2 RA2_(0.01 1.5 h ) π_





M _{MF MM}  0.07

eF 0.01 10  3 eccentricità ferro, mm eM 0.1 10  3 eccentricità magnete, mm n 150000 rpm

ω 2 π n 60 1.571 10 4    Forza rotante contributo ferro: F1 __π_RB2 RA2_(0.01 1.5 h ) π_





La forza cosi calcolata corrisponde ad un valore molto cautelativo, in quanto si sta supponendo che i due sbilanciamenti siano nello stesso verso.

31

5. TEST MOTORE ELETTRICO - TURBINA

Per quanto riguarda la soluzione da adottare per effettuare la prova motore – turbina, l’idea è quella di sostituire la girante del compressore con il disco del giunto. Questa operazione è concessa dal modo con cui la girante del compressore è calettata sull’albero.

Infatti, la girante della turbina è fatta di pezzo con l’albero, mentre il compressore è montato con un accoppiamento ‘libero’, con generalmente 2/3 centesimi di millimetro di gioco.

Figura 5.1-Turbina e albero

Sarebbe opportuno che il giunto magnetico montasse su tutti i turbocompressori che si vogliono testare, in modo tale da non dover ogni volta farne realizzare uno nuovo, con gli ovvi inconvenienti sia economici sia relativi ai tempi di attesa, che si stima in cinque settimane, per farlo realizzare e arrivare dalla Cina.

A tal fine, si è previsto l’utilizzo di componente, denominato ‘adattatore’, che permette di accoppiare il disco del giunto con l’albero. Questo componente dovrà essere disegnato di volta in volta per ogni turbocompressore da testare, ma questo non rappresenta un grande problema in quanto, rispetto al giunto magnetico, risulta molto più economico e di veloce realizzazione.

L’adattatore si impegnerà sull’albero del turbocompressore, e a sua volta su di esso sarà montato il giunto.

Per realizzare queste soluzioni è necessario, ovviamente, il collaudo dimensionale dell’albero, per ottenere il diametro della sua estremità, dove verrà montato l’adattatore.

32 Con le più recenti macchine a disposizione si può ottenere, dal collaudo, un errore di misura di solo qualche micron.

Soluzione costruttiva proposta

Figura 5.2 montaggio del giunto sull’albero del turbocompressore

Questa soluzione prevede il calettamento del giunto sull’adattatore e dell’adattatore sull’albero entrambi con accoppiamento libero. Il bloccaggio assiale del giunto è affidato ad una piastrina. Il serraggio del dado renderà solidali i componenti rispetto alla rotazione.

È fondamentale prevedere un’adeguata catena di tolleranze: ci si deve assicurare, infatti, che la battuta avvenga tra il ferro del giunto e la piastrina.

33

Figura 5.3 catena di tolleranze

Si desidera un gioco g dell’ordine del decimo di millimetro. Come valori indicativi delle dimensioni, si può supporre:

a ≃ 15 mm b ≃ 10 mm c ≃ 5 mm

Le relazioni che definiscono la catena di tolleranze sono le seguenti:

𝑔_𝑚𝑎𝑥 = 𝑏_𝑚𝑎𝑥 + 𝑐_𝑚𝑎𝑥− 𝑎_𝑚𝑖𝑛

𝑔𝑚𝑖𝑛 = 𝑏𝑚𝑖𝑛+ 𝑐𝑚𝑖𝑛− 𝑎𝑚𝑎𝑥

Per quanto riguarda le tolleranze, supponiamo che b e c siano in posizione H (fori), utilizzando dunque un sistema di accoppiamento foro base.

Si ipotizza inoltre che il grado di tolleranza sia IT7 per tutte le dimensioni.

Si ha, per la dimensione b: Ei = 0

Es = 18 μm

per la dimensione c: Ei = 0

34 Supponendo di prevedere per la dimensione a, una tolleranza in posizione d, ovvero con tutti e due gli scostamenti negativi, si ottengono i seguenti scostamenti:

Ei = -50 μm Es = -68 μm

Si ottiene un gioco del valore desiderato:

𝑔𝑚𝑎𝑥 = 15 + 18 + 68 = 101 μm

𝑔_𝑚𝑖𝑛 = 50 μm

La verifica da effettuare per validare questa soluzione è quella sulla piastrina.

Essa è soggetta a due distribuzioni superficiali di forza con risultante che può andare dai 200 ai 300 N.

Questo componente può essere modellato mediante un modello trave, e due modelli piastra. Si può assumere 1 mm come valore ragionevole dello spessore, e 15/20 mm come valore del diametro medio della parte centrale. Nella parte modellata come trave si ottiene uno stato di tensione monoassiale con tensione equivalente minore di 10 MPa. È lecito assumere che, dato lo spessore costante del profilo della sezione, il valore della tensione equivalente non si discosterà mai più di tanto dai 10 MPa.

35

Azioni fluidodinamiche

È stata effettuata una stima delle azioni fluidodinamiche che il compressore scambia col fluido.

In modo semplificato, le azioni anziché considerarle distribuite, le considereremo concentrate.

La forza radiale, dovuta all’azione di compressione dell’aria da parte della girante, la supponiamo concentrate ad una distanza di 20 mm dal centro.

Figura 1.5 rappresentazione semplificata delle azioni che il compressore scambia con l'aria

Supponendo che il compressore scambi con l’aria una potenza di 20 kW, e avendo ipotizzato una velocità di 150.000 rpm,

si può calcolare la coppia come:

C= P/ω = 20.000/15700 ≈ 1 Nm

e le forze scambiate:

36

Supporto di spinta idrodinamico

La forza assiale che si trasmettono i magneti va a gravare sul supporto di spinta del turbocompressore.

Avendo stimato 50 N come valore rispetto al quale viene generalmente dimensionato il supporto, quest’ultimo si troverebbe a dover sopportare un carico circa 5 volte maggiore. Lo spessore del meato, che varia con la radice quadrata del carico, verrebbe poco più che dimezzato. Sappiamo inoltre che generalmente il dimensionamento dei supporti di spinta idrodinamici viene effettuato in modo tale che l’altezza minima del meato sia pari a 10 volte la rugosità quadratica media composita delle due superfici affacciate. In fondo alla relazione, saranno tratte le conclusioni relativamente a questo problema.

37

6. CUSCINETTI ALTA VELOCITÀ

Come si è già anticipato in precedenza, per fare il test sul compressore collegato alla macchina elettrica è necessario prevedere un apposito sistema di supporto.

Date le elevate velocità, la scelta del tipo di cuscinetti da adoperare ricopre un ruolo fondamentale.

La scelta del tipo di cuscinetti da impiegare è da farsi tra i cuscinetti volventi e i cuscinetti idrodinamici. Per semplicità si ricorre ai cuscinetti volventi: infatti, prevedendo un tipo di lubrificazione a grasso, non è necessario prevedere un impianto di lubrificazione.

Date le alte velocità di rotazione è fondamentale tenere conto dei limiti di velocità dei cuscinetti.

I limiti di velocità dei cuscinetti volventi si possono distinguere in due tipologie: limite termico, con la relativa velocità di riferimento, e limite cinematico con la relativa velocità limite.

Il limite termico riguarda le elevate temperature che possono instaurarsi nel cuscinetto, qualora lo sviluppo di calore nel cuscinetto dovuto all’attrito non venga compensato dalla capacità del cuscinetto stesso di dissipare calore.

Poiché l’aumento di temperatura comporta una diminuzione della viscosità del lubrificante, ciò si può tradurre in una difficoltà di formazione del meato di olio, ed un conseguente aumento dell’attrito e dunque ulteriore innalzamento della temperatura. Allo stesso tempo l’aumento di temperatura dell’anello interno e delle sfere comporta una diminuzione del gioco radiale, e da ciò una maggiore carico tra anelli e corpi volventi.

Si può incappare, in questo caso, nel fenomeno del grippaggio.

Il limite cinematico riguarda le elevate forze centrifughe che si creano e che dunque abbassano la capacità di carico e compromettono strutturalmente il cuscinetto.

Prendendo come dimensione di riferimento un diametro dell’albero di 6 mm, si ha che la velocità limite per un cuscinetto obliquo ad una corona di sfere è di circa 70.000 rpm. Questo valore è insufficiente per gli scopi del banco prova.

L’idea, dunque, è quella di utilizzare un tipo di cuscinetti volventi, chiamati cuscinetti ibridi, i quali riescono a raggiungere velocità maggiori rispetto ai cuscinetti classici.

Di seguito, una descrizione di questo tipo di cuscinetti.

I cuscinetti ibridi sono cosi denominati poiché hanno le sfere di materiale ceramico, nitruro di silicio, mentre gli anelli sono in acciaio.

38 In tabella, un confronto tra le principali proprietà meccaniche del nitruro di silicio e quelle dell’acciaio per cuscinetti, dati tratti dal manuale SKF:

Proprietà dei materiali Acciaio per cuscinetti Nitruro di silicio

Densità, kg/m3 _{7900 3200}

Durezza HV 700 1600

Modulo di Young, GPa 210 310

Dilatazione termica, 1/K 12∙10-6 _3∙10-6

Resistività elettrica Ω∙m 0.4∙10-6 ₁₀12

La minor densità di questo materiale rispetto all’acciaio rende le sfere più leggere e quindi soggette ad un minor carico centrifugo, e inoltre il carico di rottura è elevato: se ne deduce dunque un limite cinematico maggiore. Il nitruro di silicio ha resistenza flessione di 800/850 MPa, mentre la resistenza a compressione di almeno 2000 MPa.

La ridotta inerzia consente prestazioni migliori durante avvii rapidi.

I cuscinetti ibridi possiedono un modulo elastico maggiore, dunque sono più rigidi. Si può inoltre affermare che, venendosi a creare un’area di contatto più piccola tra sfere e anelli, ne consegue un minor attrito ed un minor calore sviluppato: da ciò, si può affermare che la velocità di riferimento sia maggiore.

La minore dilatazione termica rispetto all’acciaio (stabilità alle variazioni termiche), comporta una minore diminuzione di gioco interno, rispetto ai cuscinetti classici. (controllo più accurato di precarico/gioco).

I cuscinetti ibridi non sono conduttori e dunque si adattano bene alle applicazioni su motori elettrici, evitando danneggiamenti causati dal passaggio di corrente.

Nel dimensionamento riportato in seguito verranno riportate le velocità ammissibili per i cuscinetti scelti, le quali, rispetto ai cuscinetti standard, risultano circa doppie.

39

7. TEST MOTORE ELETTRICO - COMPRESSORE

Per condurre la prova motore – compressore non si può procedere allo stesso modo di come si è fatto con la turbina. Non potendo sostituire la girante della turbina con il giunto magnetico, si rende necessario il progetto di un albero dove ad una estremità verrà calettata la girante del compressore, e all’altra estremità il giunto.

È necessario l’utilizzo di una coppia di cuscinetti obliqui per via delle azioni assiali cui è soggetto l’albero.

Di fondamentale importanza è prevedere un sistema che consenta di montare la chiocciola del compressore, per garantire il funzionamento di quest’ultimo.

Figura 7.1 sezione di un turbocompressore

È necessario dunque prevedere una piastra che replichi il profilo esterno dell’elemento A in figura, in modo tale da consentire il montaggio della chiocciola, che sarà disegnare dal nuovo di volta in volta. Sarà dunque necessario il collaudo dimensionale del profilo dell’elemento A.

40

Figura 7.2 sezione dell’assieme del turbocompressore

La piastra rappresentata in verde in figura sarà montata sul supporto tramite viti mordenti. Il collegamento tra la piastra e la chiocciola avviene anch’esso mediante viti mordenti.

Schema di montaggio

La distanza relativamente grande tra i cuscinetti (rispetto al diametro dell’albero) garantisce che, anche adottando un montaggio ad ‘X’, la distanza i centri di spinta dei cuscinetti sia adeguata, relativamente al comportamento rispetto al momento ribaltante.

Dunque, si può optare per questo tipo di montaggio, che ha il vantaggio che la ghiera che dà il precarico viene posizionata sul supporto e non sull’albero, evitando così aumenti di massa e di conseguentemente di sbilanciamento del rotore.

41 Si riporta lo schema di corpo libero dell’assieme:

Figura 7.3 schema di corpo libero preliminare

Figura 7.4 schema di corpo libero preliminare

42

Verifica dei cuscinetti

La scelta delle dimensioni dei cuscinetti è svolta considerando le tipiche dimensioni dei turbocompressori: consideriamo cuscinetti con un diametro interno che possa variare tra i 6 e gli 8 mm. Bisogna tenere conto che:

- Minore è la dimensione del cuscinetto, maggiore sarà la velocità ammissibile.

- Maggiore è la dimensione del cuscinetto, maggiore sarà il carico a cui può essere soggetto. (carico la cui componente principale è la forza assiale di attrazione dei magneti).

IPOTESI 1

Si procede sulla base del dimensionamento numero 1 del giunto magnetico.

Questo dimensionamento prevede una coppia massima trasmissibile di 2 Nm e una

forza assiale massima di 220 N.

Si deve conto, come già anticipato precedentemente, che la forza assiale calcolata è quella massima, ovvero quando non c’è sfasamento angolare. La forza assiale

trasmessa, nella condizione di coppia massima trasmessa, è di circa 50 N.

La verifica dei cuscinetti viene condotta relativamente sia alla forza assiale massima, risultando quindi ampiamente cautelativa, rispetto ad un valore più ragionevole di

135 N, valore intermedio tra i due casi estremi.

Vengono presi in considerazioni 3 varianti di cuscinetti, di diametro interno pari a 6,7 e 8 mm.

Vengono riportati i calcoli svolti per i cuscinetti da 6 mm. I risultati della verifica per tutte e tre le dimensioni sono riassunti in una tabella.

Dimensionamento F=220 N

Diametro 6 mm Diametro 7 mm Diametro 8 mm

Velocità massima, rpm 170000 150000 130000 Durata cuscinetto B, ore 2 ½ h 5 h 8 h

43 Dimensionamento

F=135 N

Diametro 6 mm Diametro 7 mm Diametro 8 mm

Velocità massima, rpm 170000 150000 130000 Durata cuscinetto B, ore 5 ½ h 11 h 19 h IPOTESI 2

Si procede sulla base del dimensionamento numero 2 del giunto magnetico precedentemente effettuato, che differisce rispetto al dimensionamento 1 per il valore del diametro esterno dei magneti: 35 anziché 32 mm.

che prevede una coppia massima trasmissibile di 3 Nm e una forza assiale massima

di 300 N.

Si deve conto, come già anticipato precedentemente, che la forza assiale calcolata è quella massima, ovvero quando non c’è sfasamento angolare. La forza assiale

trasmessa, nella condizione di coppia massima trasmessa, è di circa 75 N.

La verifica dei cuscinetti viene condotta relativamente sia alla forza assiale massima, risultando quindi ampiamente cautelativa, rispetto ad un valore più ragionevole di

190 N, valore intermedio tra i due casi estremi.

Dimensionamento F=300 N

Diametro 6 mm Diametro 7 mm Diametro 8 mm

Velocità massima, rpm 170000 150000 130000 Durata cuscinetto B, ore 1 ½ h 2 ½ h 4 ½ h Dimensionamento F=190 N

Diametro 6 mm Diametro 7 mm Diametro 8 mm

Velocità massima, rpm 170000 150000 130000 Durata cuscinetto B, ore 3h 6h 10 ½ h

ORIGIN 1

ACCOPPIAMENTO COMPRESSORE - MOTORE ELETTRICO: VERIFICA CUSCINETTI

Forze in Newton, dimensioni in millimentri

Analisi carichi agenti sui cuscinetti:

Il carico radiale agente sull'assieme rotante è quello del peso proprio del rotore più il carico corrispondente alle azioni fluidodinamiche che la turbomacchina scambia col fluido. In più, è presente l'effetto dello sbilanciamento che aumenta il carico radiale sui cuscinetti. Il peso proprio si trascura poichè è di 2 ordini di grandezza inferiore rispetto al carico Q.

Per quanto riguarda il carico assiale, si considera la somma della forza di attrazione dei dischi che compongono il giunto, chiamata Fm, con la forza Q.

Cuscinetti SKF 706 CE/HCP4A diametro interno = 6 mm limite di velocità = 170.000 rpm

C 1560 coefficiente di carico dinamico, N Q 50

Fma 135 forza assiale di attrazione magneti Ka Fma Q 

a 50 10 3 b 30 10 3

Ka

C  0.119

R 0.83 variabile R che prende in considerazione le condizioni di contatto all'interno del cuscinetto. È funzione del rapporto K.a/C

Dallo schema di corpo libero di ottiene che: FrA Q (a_a b)  80

FrB Q b_a 30 SCHEMA SKF

La condizione di carico corrisponde alla condizione 1a, alla quale corrispondono le seguenti forze assiali per i due cuscinetti

FaA R FrA  66.4 FaB FaA Ka  251.4

Determinazione del carico dinamico equilvalente sui cuscinetti Per il cuscinetto A si ha che F.a/F.r<1.14, e di conseguenza:

PA FrA 0.55 FaA    116.52

Per il cuscinetto B si ha che F.aF.r>1.14, e di conseguenza PB 0.57 FrB   _{0.93 FaB}  250.902

Una volta ottenuti i carichi dinamici equivalenti si procede al calcolo della durata dei cuscinetti

Calcolo durata cuscinetto A

a1 0.21 affidabilità del 99%

aSKF 1 si suppone condizione ideale di lubrificazione L 106_a1_aSKF C PA       p  5.04108  cicli Lh _{150000 60}L _ 55.995 ore

Calcolo durata cuscinetto B

a1 0.21 affidabilità del 99%

aSKF 1 si suppone condizione ideale di lubrificazione L 106_a1_aSKF C PB       p  5.048 107  cicli Lh _{150000 60}L _ 5.608 ore

47

8. EQUILIBRATURA

Di seguito viene descritto il metodo corretto di bilanciare un turbocompressore, relativo sia alla fabbricazione di turbocompressori nuovi, sia alla revisione di quelli danneggiati.

Nel processo di equilibratura di piccoli rotori come quelli in questione, si procede ad asportare del materiale, anziché aggiungerlo.

Vengono primariamente bilanciate le due giranti, di turbina e compressore. Esse vengono lavorate sulla testa e sul piano interno. L’asportazione di truciolo avviene dunque ad una distanza dall’asse di rotazione di circa 20/25 mm. Dopo queste due operazioni, viene assemblato il coreasse, e si procede ad un ulteriore processo di equilibratura asportando materiale sul dado.

Un metodo di equilibratura meno corretto, ma comunque utilizzato per

riequilibrare i turbocompressori revisionati, consiste nell’asportare materiale solo sul dado.

Così facendo, l’asportazione di materiale viene effettuata a circa 3 o 4 mm dal centro, distanza generalmente insufficiente per ottenere una adeguata diminuzione di eccentricità.

Nel caso degli assiemi in esame, deve essere prevista un’operazione di

equilibratura. Le giranti di turbina e compressore risultano già equilibrate, dunque l’eccentricità sarà principalmente concentrata dalla parte del disco del giunto. Si prevede dunque di effettuare sul disco la lavorazione di asportazione di truciolo.

48

9. SICUREZZA

Ai fini della sicurezza del dispositivo, è necessario prevedere un sistema di protezione dell’ambiente che circonda l’assieme rotante rispetto a possibili rotture di componenti, i quali potrebbero essere proiettati ad alta velocità con pericolo di lesioni di persone o danneggiamento di oggetto.

Le giranti di turbina e compressore sono protette dalle rispettive chiocciole. I dischi del giunto, invece, sono esposti all’ambiente circostante, e quindi si rende necessaria una protezione.

Si è pensato, per tale scopo, ad un semplice guscio di forma cilindrica.

La variabile di interesse per quanto riguarda il dimensionamento sarà lo spessore del guscio, affinchè questo sia in grado di assorbire l’energia cinetica degli eventuali elementi proiettati.

Si fanno le seguenti assunzioni:

- La rottura avvenga in regime di risonanza relativamente alla prima armonica flessionale.

- Per quanto riguarda la frequenza di risonanza torsionale, si può affermare che quest’ultimo modo di vibrare sia tale da far immagazzinare al disco del giunto un quantitativo di energia cinetica principalmente rotazionale, condizione meno pericolosa per il potenziale impatto con il guscio protettivo.

- La rottura avvenga in corrispondenza del cuscinetto B, dove è massimo il momento flettente.

- Il disco impatti con la superficie cilindrica contro il guscio di protezione, condizione per cui è minima l’area di impatto. Ciò è cautelativo proprio perché questa è la configurazione che prevede la minima zona di materiale del guscio interessata dall’impatto.

- Il modello reologico utilizzato per il guscio è quello di materiale rigido plastico, trascurando dunque l’energia elastica che può essere immagazzinata.

49

Figura 9.1 primo modo di vibrare flessionale

Per il calcolo dell’energia cinetica si procede nel seguente modo:

Essendo l’albero in condizioni di risonanza, si avrà che le oscillazioni a cui va incontro aumentano di ampiezza sempre di più al variare del tempo.

Si suppone che il punto della linea d’asse in corrispondenza del calettamento del disco (punto A), per via dei fenomeni vibratori compia un moto rotatorio, di ampiezza via via crescente. La frequenza di questo modo corrisponde a quella di rotazione dell’albero. Il raggio del moto invece si calcola ipotizzando che, nel momento della rottura, la freccia del punto A sia pari alla freccia statica che corrisponde al massimo momento flettente sopportabile (considerando come limite lo snervamento, rimanendo cosi cautelativi).

La massa M che si considera nel computo dell’energia cinetica è quella del disco (Md).

La massa del concio di albero dalla sua estremità fino al cuscinetto B (Ma), risulta

trascurabile.

50 Il dimensionamento dovrà tenere conto delle tre modalità con cui il disco del giunto può essere montato:

- sul turbocompressore al posto della girante del compressore

- sull’albero dove monta il compressore che deve essere accoppiato al motore elettrico

- sul rotore del motore elettrico

Figura 9.3 sezione trasversale del guscio cilindrico

Si riporta il dimensionamento effettuato, ovviamente, per la condizione più critica, ovvero il montaggio del giunto sul turbocompressore, al posto della girante del compressore.

ORIGIN 1

Forze in Newton, dimensioni in millimentri E 205000

σam 800 tensione ammissibile dell'acciaio dell'albero del turbocompressore

a 60 b  40 ra 5 rb 2.5 ρ 7800 10 9 Jxa πra4 4  490.874  Jxb πrb4 4  30.68  MB σ_amJxb r_b 9.817 10 3  

 momento flettente critico in corrispondenza del cuscinetto B

F MB

b 245.437

 forza che causa momento flettente critico

Mx1 sF b

a  

Mx2  bF(  ss)

freccia corrispondente al momento flettente massimo

δ 0 a s s b a     2 F  E Jx _a       d 0 b s F b(  s)2 E Jx _b      d   0.911 

sia dunque r, raggio della traiettoria, pari a δ: r δ

e data la pulsazione ω: ω 2π 150000 60 1.571 10 4   

la velocità tangenziale del punto A si calcola come:

vA ω r

1000

 14.303

 m

s

Forze in Newton, lunghezze in metri calcolo della massa:

MD 0.080

MA πrb2bρ 6.126103

perciò la massa del concio di albero si ritiene trascurabile

Energia cinetica K 1 2 MD vA 2  8.183 

energia cinetica immagazzinata nel materiale: D 35 10 3

L 10 10 3 Rp02 300 10 6

ε 0.1 allungamento a rottura del 10%

l'energia che il materiale riesce ad immagazzinare, trascurando il contributo della regione elastica, si può esprimere come:

KP D L ttRp02ε

uguagliando l'energia immagazzinata a quella posseduta dal disco del giunto, si ottiene lo spessore minimo t: t K D L Rp02ε 7.794104   m

t 0.8 mm

Si può scegliere come valore dello spessore 5 mm, a cui corrisponde un coefficiente di sicurezza poco maggiore di 6.

54

10.

SCHEMA BANCO

Di seguito sono illustrati due possibili tipi di layout per il banco: tra scelta tra la disposizione ad ‘U’ e quella ad ‘L’ dipende dallo spazio che si ha a disposizione. Il layout termodinamico con la disposizione delle valvole, delle tubazioni e della sensoristica è stato parte di un lavoro di una tesi in ‘Ingegneria dei veicoli terrestri’ di Giovanni Paolicelli.

Layout ad ‘U’

55

Figura 10.2 vista dall’alto del layout ad ‘U’

Layout ad ‘L’

56

Figura 10.4 vista del layout ad ‘L’

57

58

11.

PROCEDURA DA OSSERVARE

- A. Si parte da un turbocompressore commerciale da testare e dal motore elettrico presente in laboratorio.

- B. Si esegue il collaudo dimensionale dell’albero del turbocompressore.

- C. Si disegna e realizza il componente denominato adattatore.

- D. Si disegna e realizza l’albero del compressore per il test ‘compressore-motore elettrico’.

- E. Si cambiano i cuscinetti dell’albero del compressore.

- F. Si mandano ad equilibrare insieme i due assiemi.

- G. Il rotore del motore elettrico non ha bisogno di essere nuovamente equilibrato in quanto monta sempre lo stesso giunto

Stima del costo economico per ogni test

Costo del giunto stimato = 100/150 euro da sostenere una volta sola Costo della equilibratura = 200 euro (100 euro per ogni rotore) Costo 2 cuscinetti obliqui ceramici = 100 euro

Costo collaudo dimensionale = trascurabile Costo dell’adattatore = trascurabile

59

12.

CONCLUSIONI

L’analisi effettuata ha mostrato le seguenti criticità per la realizzazione del banco prova:

- Il supporto di spinta idrodinamico dell’albero del turbocompressore subisce un sovraccarico rispetto al funzionamento standard, dovuto all’azione assiale di attrazione dei magneti, con spessore del meato che viene un po’ più che dimezzato.

- Per quanto riguarda l’assieme di prova del compressore, i cuscinetti hanno una durata limitata, dell’ordine di qualche ora, sempre per via della forza di attrazione dei magneti

Possibili soluzioni:

- Per quanto riguarda l’assieme di prova della turbina, si prospetta una valutazione empirica del comportamento del supporto di spinta assiale.

- La durata dei cuscinetti non rappresenta un grande problema in quanto essa è sufficiente per garantire la caratterizzazione di un singolo compressore. Il cuscinetto può essere sostituito in corrispondenza del montaggio del nuovo albero sul

supporto, quando si andrà a testare un turbocompressore diverso. Il costo di una coppia di cuscinetti è comunque inferiore al costo dell’equilibratura (circa metà), necessaria ad ogni operazione di smontaggio e riassemblaggio delle giranti dei compressori sull’assieme di prova.

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BIBLIOGRAFIA

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and Electronics Engineers, 2012

- Borisavljevi´c A., Limits, Modeling and Design of High-Speed Permanent Magnet Machines

- Haxhi Hyka, Progettazione di una macchina Brushless ad altissima velocità,

2016-2017

- Pasini G., Frigo S., Antonelli M., ELECTRIC TURBO COMPOUNDING APPLIED TO A CI ENGINE: A NUMERICAL EVALUATION OF DIFFERENT LAYOUTS