Motore in corrente alternata
Parte prima : generalità
Flange
pressapacco
Cave per barrotti
Lamierini di testa Lamierini magnetici
I lamierini di testa sono realizzati con spessori maggiori , per esempio 1 mm e sono punzonati insieme per costituire un pacchetto rigido . Hanno la funzione di evitare dopo la pressatura del pacco la deformazione dei denti .
Le flange pressapacco sono sagomate in modo tale da consentire il flusso dell’aria nei canali di
ventilazione e pressare la maggiore area consentita dei lamierini magnetici.
Pacco saldato e lavorato di un motore per trazione leggera
Nelle zone dove sono saldati i barrotti le
caratteristiche magnetiche del pacco sono alterate.
Come è noto le caratteristiche magnetiche dei barrorri e delle saldature sono inferiori a quelle dei lamierini magnetici. In queste zone le linee di flusso preferiscono passare al di sotto dei barrotti determinando un incremento della sollecitazione magnetica nei gioghi. Si tratta però di sollecitazioni localizzate che nei normali dimensionamenti magnetici dei motori asincroni non modificano in modo apprezzabile il valore della corrente magnetizzante .
Fori per il fissaggio degli scudi.
Fori per la movimentazione dei motori in officina e sui depositi.
Pacco saldato e lavorato
Il pacco una volta formato può stare per diverso tempo in magazzino prima di passare alle successive fasi di lavorazione. Per evitare l’attacco della ruggine che è molto attiva sui lamierini si applica sulla parte esterna del pacco una vernice con particolari caratteristiche protettive agli agenti atmosferici.
Statore avvolto prima delle connessioni
Connessioni fra bobine dello stesso gruppo
Connessioni fra poli
Connessioni centro stella
Connessioni realizzate tutte nello stesso piano
Connessioni ai cavi di uscita
Statore impregnato loto opposto connessioni
Anello contenimento testate dopo impregnazione
Connessioni dopo impregnazione Terminali per i cavi
Montaggio dei cavi sullo statore impregnato lato connessioni
Statore con cavi montati lato opposto connessioni
Statore impregnato ricoperto da una vernice protettiva
Gabbia
Canale per i pesi di equilibratura
Ventola con anello dentato
Barre
Anelli di corto circuito
Ventola
Anello dentato per il rilievo della velocità
Pesetti per l’equilibratura
Foto della gabbia in rame durante la saldatura con cannello
Anello di corto circuito Bobine induttrici
Sistema di alimentazione bobine e sistema di raffreddamento
Lega saldante
Fase di raffreddamento controllato
Nel caso di rotori con prestazioni elevate bisogna prevedere anelli di blindaggio . In questa eventualità gli anelli di rame sono lavorati per ricevere gli anelli di blindaggio.
Gli anelli di acciaio vengono riscaldati e poi calettati su quelli di rame.
Rotore provvisto di anelli di blindaggio
Rotore con ventola nella fase di equilibratura
Rotore equilibrato
Filtri dinamici Connettore per sconnessione rapida
Cassetta di protezione rilevatori di velocità
Uscita aria
Connettore cavi motore (parte fissa )
Semigiunto
Cassetta di derivazione per pick-up e termosonde
Ingrassatore Poppette per il fissaggio
al riduttore
Bulloni di fissaggio scudo pacco
Motore con silenziatori Estremità albero
Sistemi di fissaggio sul carrello
Ingresso aria per motore a
ventilazione forzata
Estremità albero per collegamento al riduttore
Motore in corrente alternata
Parte terza : compatibilità
Problematiche motori
asincroni
Ripartizione carico fra assi motori
-Concentrazione potenza nei convertitori -N° motori in parallelo
-Differenza diametro ruota ammissibile Soluzione adottata :
aumentare la resistenza della gabbia rotorica per avere una ripartizione più equilibrata del carico con l’utilizzo di :
-Rotori in leghe di alluminio -Rotori il lega di rame ( ottone)
Migliorare il raffreddamento della gabbia sede di
un incremento di perdite( ottimizzazione perdte
complessive fondamentali e armoniche)
Gabbia in lega alluminio
Trasmissione coppie armoniche torsionali
La rottura a fatica delle gabbie rotoriche è dovuta alla presenza di coppie alternative prodotte dall’alimentazione non sinusoidale dei convertitori. Nella figura seguente è riportata la fenomenologia riscontrata su una gabbia.
Soluzione adottata :
-Conoscere nei dettagli il contenuto armonico della coppia prodottaattraverso metodi di calcolo sofisticati ;
-Spostare la frequenza naturale delle barre in un campo esterno ai
forzamenti ( ridurre la lunghezza delle barre).
Tratto barra fuori cava
Fig. 1 Fig. 2
Rottura a fatica della barra
Valutazione delle coppie alternative prodotte dalla macchina in condizioni di addensamento dei parametri elettrici di rotore. Si riportano nella figura – fig2 – le frequenze armoniche, rispetto alle quali si registrano le ampiezze di coppie alternative maggiori, in funzione della frequenza inverter.
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100
0 20 40 60 80 100 120 140 160
f_inv [Hz]
freq_Cop_Alt [Hz]
Cop_Alt [Nm]
fig.2
Come si nota dal diagramma di fig.2 i valori maggiori (nell’intorno dei 900Hz) per le frequenze delle coppie armoniche (linea blu) si registrano nella regione dell’onda quadra, dove le ampiezze delle coppie alternative (linea rosa) assumono, però, i valori più bassi.
D’altra parte i valori maggiori delle coppie alternative più critiche (linea rosa) si registrano durante la fase di modulazione vettoriale (20Hz - 30Hz):
in tale fascia però le corrispondenti frequenze armoniche sono incentrate intorno ai 600Hz, valore ben lontano dalla soglia di risonanza meccanica delle macchine asincrone (900Hz-1200Hz)
Convertitori elettronici
dV/dt elevati nella tensione prodotta dai convertitori
Gradienti di tensione elevati sono all’origine del collasso degli
isolamenti delle macchine elettriche specialmente le bobine di testa . dv/dt pari a 2000-3000 Volt a microsecondo sono valori normali per i nuovi IGBT .
Inoltre correnti capacitive indotte dai forti gradienti compromettono anche la vita dei cuscinetti sia del motore che del riduttore.
Nella figura seguente è schematizzata l’accoppiamento capacitivo tra le varie parti del sistema.
Soluzione adottata :
-Migliorare l’isolamento dei conduttori con materiali corona resistent ( Kapton );
-Utilizzare cuscinetti isolati ;
-Migliorare i collegamenti a massa;
-Mettere un filtro LC in ingresso ai motori
Filtri RLC per ridurre dV/dt
Filtro RLC
Estremità albero per accoppiamento
Giunto
accoppiamento
Riduttore
Assile
Emissioni elettromagnetiche
Disturbi indotti dai motori sui sistemi di sicurezza
Le emissioni dei motori asincroni possono interferire con i sistemi di sicurezza marcia treno. Si tratta il più delle volte di sensori magnetici localizzati sui carrelli e quindi in prossimità dei binari che rilevano le correnti codificate preposte a gestire il traffico dei treni in sicurezza.
Se questi sensori captano anche altri segnali ,estranei alla logica del segnalamento, (disturbi) le cose si complicano ed è quindi necessario trovare i rimedi.
Questo non è sempre facile in quanto le maschere di questi captatori sono nel range di funzionamento dei motori 0 -150 Hz .
Nella figure seguenti sono riportate i captatori ed i sistemi di protezione.
Soluzione adottata :
-Ricoprire con pannelli altamente magnetici sia le parti del motore in prossimità del captatore che i cavi di alimentazione;
-Proteggere il captatore con campane magnetiche ( vedi figure)
Rumore magnetico
Rumore magnetico
Le emissioni acustiche prodotte dai motori asincroni possono produrre in alcuni casi un fastidio , insopportabile sia alle persone che sono sul veicolo che a quelle fuori.
Si tratta il più delle volte di un rumore magnetico dai forti toni puri prodotto da forze magnetiche che vanno ad eccitare le frequenze proprie della struttura magnetica del motore facendolo diventare un diapason .
Nella figure seguenti sono riportate i risultati delle misure di rumore su un motore asincrono montato sul Tram di Oslo SL 95 prima e dopo
l’intervento di modifica.
Soluzione adottata :
-Cambio del numero delle barre da 28 a 25;
Pressione magnetica al traferro
t F
F
p
rcos
2
0 0 02 0
p Z
1
p Z
2
r
r = 0,2 sono da evitare
Calcolo step harmonic
Z1 = 36 stator stots Z2 = 28 rotor stots p = 3 pole pairs
1 = 36+3 = 39 order of statoric step harmonics
2 = 36-3 = 33 magnetomotive force
µ1 = 28+3 = 31 order of rotoric harmonics µ2 = 28-3 = 25 magnetomotive force
r = -µ
39-31 = 839-25 = 14 order of radial force
33-31 = 2
33-25 = 8
r
minimo= 2
70 75 80 85 90 95 100 105 110
65 70 72 74 76 76,5 77 77,5 78 78,5 79 79,5 80 80,5 81 81,5 82 84 86
freq
dBA
MOTOR 25 bars MOTOR 28bars
Figure 2 - Noise overall comparison between 25/28 rotor bars traction motors
Calcolo step harmonic dopo cambio numero cave rotore
Z1 = 36 stator stots Z2 = 28 rotor stots p = 3 pole pairs
1 = 36+3 = 39 order of statoric step harmonics
2 = 36-3 = 33 magnetomotive force
µ1 = 25+3 = 28 order of rotoric harmonics µ2 = 25-3 = 22 magnetomotive force
r = -µ
39-28 = 1139-22 = 17 order of radial force
33-28 = 5
33-22 = 11
r
minimo> 4
Figure 3 - Noise overall reduction between 25/28 rotor bars traction motors D=Lp28rotor bars - Lp25rotor bars (mean values)
0 5 10 15 20 25 30 35
65 70 72 74 76 76,5 77 77,5 78 78,5 79 79,5 80 80,5 81 81,5 82 84 86
Motore in corrente alternata
Parte quarta : calcoli FEM
La metodologia FEM (finite element method) oggi è applicata alle seguenti analisi di dettaglio:
-Calcoli elettromagnetici -Calcoli meccanici
-Calcoli fuidodinamici -Calcoli termici
-Calcoli di analisi modale/fatica
FEM
ELETTROMAGNETICO
Il calcolo elettromagnetico fem è stato eseguito con il programma FLUX nella versione 2D attraverso il modulo magnetodinamico, il calcolo riportato è relativo alla condizione continuativa del funzionamento a
frequenza = 80,4 Hz scorrimento = 0,00597.
Mesh
Color Shade Results
Quantity : |Flux density| Tesla Pos (deg): 0Phase (Deg): 0 Scale / Color
1,91589E-6 / 241,22874E-3 241,22874E-3 / 482,45555E-3 482,45555E-3 / 723,6824E-3 723,6824E-3 / 964,90926E-3 964,90926E-3 / 1,20614 1,20614 / 1,44736 1,44736 / 1,68859 1,68859 / 1,92982 1,92982 / 2,17104 2,17104 / 2,41227 2,41227 / 2,6535 2,6535 / 2,89472 2,89472 / 3,13595 3,13595 / 3,37718 3,37718 / 3,6184 3,6184 / 3,85963
Isovalues Results
Quantity : Equi flux Weber Pos (deg): 0Phase (Deg): 0 Line / Value
1 / -21,9529E-3 2 / -17,77058E-3 3 / -13,58827E-3 4 / -9,40596E-3 5 / -5,22365E-3 6 / -1,04134E-3 7 / 3,14097E-3 8 / 7,32328E-3 9 / 11,5056E-3 10 / 15,68791E-3 11 / 19,87022E-3
MOTORENTV_MD1
-1 -0,5 0 0,5 1
0 0,5 1
(E3) mm Tesla
CURVE C2D_4
Flux density / Normal component Path_2
Phase (Deg): 0
Induzione al traferro
Color Shade Results
Quantity : |Current density| A/(square mm) Pos (deg): 0Phase (Deg): 0
Scale / Color 7,2371 / 7,42716 7,42716 / 7,61722 7,61722 / 7,80728 7,80728 / 7,99734 7,99734 / 8,1874 8,1874 / 8,37745 8,37745 / 8,56751 8,56751 / 8,75757 8,75757 / 8,94763 8,94763 / 9,13769 9,13769 / 9,32775 9,32775 / 9,51781 9,51781 / 9,70787 9,70787 / 9,89793 9,89793 / 10,08799 10,08799 / 10,27804
FEM
MECCANICO
Il calcolo meccanico fem è stato eseguito con il programma MSC Nastran nella versione 3D .
Il calcolo riportato è relativo alla condizione di dimensionamento della
gabbia di un motore asincrono per veicoli ad alta velocità .
FEM
FLUIDODINAMICI E TERMICI
Il calcolo fluidico FEM è stato eseguito con il programma FLUENT 6.0 nella versione 3D .
Il calcolo riportato è relativo alla condizione di verifica fluidodinamica di un motore per tram autoventilato chiuso .
Questa tipologia di verifiche sono propedeutiche per le analisi termiche
FEM.
Superficie
Coefficiente di convezione
[W/m2 °C]
configurazione originale – caso F
Coefficiente di convezione [W/m2 °C]
configurazione ipotizzata – caso
F+25
Coefficiente di convezione
[W/m2 °C]
configurazione modificata
Temperatura dell'aria25 ° Teste avvolgimenti di
statore * 30.6 38.25 48.7
Inviluppo degli
avvolgimenti * 28 35 28
Tratto rettilineo
avvolgimenti * 44.7 55 47.9
Anello rotorico di CC
esterno 70 87.5 70
Tratto rettilineo gabbia di
rotore 52 65 91
Flangia sul rotore 57 71.25 62
Superficie interna dei
coperchi 31 38.75 31
FEM
ANALISI MODALE E DINAMICA
Le analisi previste per questa tipologia di calcolo sono le seguenti:
a) analisi modale del rotore completo per la determinazione dei modi propri e delle frequenze torsionali critiche;
b) analisi dinamica del rotore completo per la determinazione del massimo spostamento relativo tangenziale tra pacco rotore e anello di corto circuito, alla frequenza torsionale critica;
c) analisi statica e dinamica della sola gabbia per la determinazione della sollecitazione massima m agente sulla barra in corrispondenza della saldatura con l’anello di corto circuito.
d) Le analisi sono di tipo numerico, e sono svolte mediante modelli previsionali ad elementi finiti FEM, utilizzando come pre-post Precessor il software MSC/PATRAN 2004, e come solutore il software MSC/NASTRAN 2004.
Metodologia di calcolo per la determinazione della resistenza a fatica delle barre
Mesh del rotore
Analisi modale
L’analisi modale effettuata sul tale modello FEM, ha fornito le seguenti frequenze torsionali:
1° modo torsionale: fa = 968 Hz (Tors_1);
2° modo torsionale: fs = 1087 Hz (Tors_2).
Il 1° modo torsionale (antisimmetrico) si verifica a fa = 968 Hz, e corrisponde ad un modo proprio in cui gli anelli di cortocircuito sono in controfase tra loro, ed entrambi in fase col pacco lamierini rotore.
Il 2° modo torsionale (simmetrico) risulta a fs = 1087 Hz, e corrisponde ad un modo proprio in cui gli anelli di cortocircuito sono in fase tra loro, ed entrambi in controfase col pacco rotore.
Il 2° modo torsionale, simmetrico, corrisponde al modo proprio più critico, in quanto produce i massimi spostamenti relativi tangenziali Ds tra pacco rotore ed anello di corto circuito. Di conseguenza, la coppia torcente pulsante generata dal motore determina nella barra una flessione alternata, e quindi delle sollecitazioni aggiuntive di fatica.
Alla frequenza critica di fs = 1087 Hz corrisponde una coppia pulsante di 40 Nm
Tors_1
Tors_2
ANALISI DINAMICA DEL ROTORE COMPLETO
Successivamente è stata svolta un’ analisi dinamica (risposta in frequenza) allo scopo di determinare il massimo spostamento relativo tangenziale Ds tra anello di cortocircuito e pacco rotore (in corrispondenza della sezione di incastro della barra) in condizioni di risonanza del sistema.
La geometria presa in esame è quella del rotore completo dell’analisi modale.
L’analisi dinamica, utilizzando quindi lo stesso modello FEM , è stata effettuata in condizioni di risonanza del sistema alla frequenza torsionale critica di fs = 1087 Hz; conservativamente, la coppia pulsante applicata è stata pari a 150 Nm (maggiore della coppia effettiva di 40 Nm), mentre il valore dello smorzamento utilizzato è di 0.008.
Tale analisi, in condizioni di risonanza, ha fornito il seguente spostamento relativo tangenziale:
Ds_max = 0.0135 mm.
Essendo la coppia torcente generata dal motore di trazione di natura pulsante, il massimo spostamento relativo tangenziale Ds (tra pacco rotore e anello di cortocircuito) determina nella barra una flessione alternata, e quindi si inducono delle sollecitazioni aggiuntive di fatica in corrispondenza della saldatura tra la barra e l’anello di corto circuito.
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100
0 20 40 60 80 100 120 140 160
f_inv [Hz]
freq_Cop_Alt [Hz]
Cop_Alt [Nm]
Analisi statica per calcolare il limite a fatica
L’analisi statica, non lineare, della sola gabbia è stata effettuata allo scopo di determinare la sollecitazione statica massima m agente sulla barra in corrispondenza della saldatura con l’anello di corto circuito.
La gabbia presenta una simmetria circolare intorno all’asse di rotazione;
questo ha consentito, ai fini dell’analisi strutturale, di estrarre da essa un settore circolare pari a 2/50, essendo 50 il numero delle barre. In tal modo, con le opportune condizioni al contorno, è possibile simulare il comportamento dell’intera gabbia mediante un numero minore di elementi strutturali FEM.
La geometria della gabbia presa in esame è costituita, quindi, da una sola barra e da un settore circolare ( = 7.2°) dell’anello di corto circuito e dell’anello di blindaggio .
Su tale geometria, con la barra considerata incastrata al pacco lamierini rotore, è stato generato il modello FEM utilizzando gli elementi tridimensionali Hexa, Penta.
Analisi statica per calcolare il limite a fatica
Modello ridotto per
l’analisi a fatica
Essendo la gabbia un organo in rotazione, la condizione di carico imposta al modello FEM è quella relativa all’azione della forza centrifuga (che agisce su ogni elemento solido del settore circolare in esame) corrispondente alla velocità massima di n = 5278 giri/min., cui sono state addizionate le tensioni statiche relative all’interferenza di calettamento (tra gli anelli di blindaggio e di corto circuito).
Per l’analisi statica, non lineare, è stata utilizzata la SOL 106 (Nonlinear Static Analysis) del software MSC/NASTRAN. Tale analisi ha fornito la seguente tensione massima m , agente sulla barra in corrispondenza della saldatura con l’anello di corto circuito:
m = 48.2N/mm2.
Inoltre, il massimo spostamento relativo tangenziale Ds = 0.0135 mm tra pacco rotore e anello di cortocircuito (ottenuto dall’analisi dinamica del rotore completo), determina una flessione alternata della barra in corrispondenza della saldatura con l’anello di corto circuito.
La sollecitazione flessionale alternata indotta nella barra in corrispondenza del valore massimo di Ds risulta:
a = 9.81 N/mm2.
0 10 20 30 40 50 60 70 80 0
4 8 12 16 20 24 28 32 36
