1
INDICE
1. COMPRESSORI ASSIALI. IPOTESI MONODIMENSIONALE. .................................................................................... 4
2. TEORIA APPLICATA ALLE SCHIERE DI PALE. ....................................................................................................... 8
2.1. DEFINIZIONE GEOMETRICA DEL PROFILO. .................................................................................................... 8
2.2. STUDIO DEL PROFILO ISOLATO. ................................................................................................................... 8
3. ESTENSIONE DELLA TEORIA ALARE AI PROFILI DISPOSTI IN SCHIERA PIANA (MOTO BIDIMENSIONALE). ......... 12
4. RELAZIONE TRA LE CARATTERISTICHE AERODINAMICHE DELLA SCHIERA E IL RENDIMENTO DELLO STADIO. .. 14
5. SCELTA DEL PROFILO DELLE PALE. ................................................................................................................... 17
6. GALLERIA DEL VENTO PER LE PROVE SU SCHIERE DI PALE. ............................................................................. 18
7. FENOMENI DI INSTABILITÀ NEI COMPRESSORI ASSIALI. ................................................................................... 20
7.1. STALLO. ................................................................................................................................................... 20
7.2. POMPAGGIO. ........................................................................................................................................... 20
7.3. BLOCCAGGIO DELLA PORTATA. ............................................................................................................... 21
8. TEORIA DELLA SIMILITUDINE........................................................................................................................... 22
8.1. PARAMETRI CHE CARATTERIZZANO LE PRESTAZIONI DI UNA TURBOMACCHINA (COMPRESSORI
DINAMICI). ......................................................................................................................................................... 22
8.2. VARIABILI FUNZIONALI. ........................................................................................................................... 22
9. USO DEI PARAMETRI EQUIVALENTI................................................................................................................. 26
10. EQUILIBRIO RADIALE NELLE TURBOMACCHINE OPERATRICI ASSIALI. ............................................................... 28
11. SVERGOLAMENTO DELLA PALETTATURA. ......................................................................................................... 32
12. CRITERIO DEL VORTICE LIBERO (O A MOMENTO CINETICO COSTANTE). ...................................................... 32
13. PROBLEMA INVERSO O DI PROGETTO: NOTA LA DISTRIBUZIONE )(rcu TROVARE )(rcm ............................. 34
14. FLUSSI SECONDARI. ......................................................................................................................................... 36
15. REGOLAZIONE DEI COMPRESSORI. .................................................................................................................. 37
15.1. REGOLAZIONE A NUMERO DI GIRI VARIABILE. ........................................................................................... 37
15.2. REGOLAZIONE PER STROZZAMENTO. ....................................................................................................... 38
15.3. REGOLAZIONE PER BY-PASS. .................................................................................................................... 38
15.4. REGOLAZIONE CON PALETTATURA AD ORIENTAMENTO VARIABILE. ....................................................... 39
16. COMPRESSORI TRANSONICI E SUPERSONICI (BREVI CENNI). .............................................................................. 40
17. GRADO DI REVERSIBILITÀ DI UN CICLO. ......................................................................................................... 41
17.1. ENERGIA. EXERGIA. .................................................................................................................................. 42
17.2. EFFETTO CARNOT. ................................................................................................................................... 43
18. TURBINE A GAS. .............................................................................................................................................. 43
18.1. CICLO TERMODINAMICO IDEALE. ............................................................................................................. 44
18.1.1. GAS IDEALE. .................................................................................................................................. 44
18.1.2. INFLUENZA DELLA NATURA DEL FLUIDO. ..................................................................................... 48
18.2. ANALISI DEL CICLO IDEALE. ...................................................................................................................... 49
19. CICLI A COMPRESSIONE INTERREFRIGERATA. ................................................................................................... 55
19.1 CASO TEORICO. ....................................................................................................................................... 55
19.2 CASO REALE. ............................................................................................................................................ 55
19.3 CALCOLO DEL DI INTERREFRIGERAZIONE E DI min,CL NEL CASO IDEALE. ............................................. 57
20. CICLI CON RICOMBUSTIONE. ......................................................................................................................... 58
21. CICLI CON RIGENERAZIONE. .......................................................................................................................... 59
21.1. ANALISI DEL CICLO IDEALE O LIMITE. ....................................................................................................... 60
2
21.2. CICLO IDEALE SEMPLICE PARZIALMENTE RIGENERATO. ............................................................................. 64
21.3. CICLO SEMPLICE REALE CON RIGENERAZIONE. ......................................................................................... 65
22. CICLI A COMPRESSIONE INTERREFRIGERATA E RIGENERAZIONE. ..................................................................... 68
23. CICLI RIGENERATIVI CON INTERREFRIGERAZIONE E RICOMBUSTIONE. ........................................................... 69
3
4
1. COMPRESSORI ASSIALI. IPOTESI MONODIMENSIONALE.
Nelle macchine assiali i filetti fluidi, congruenti tra loro, giacciono su superfici cilindriche coassiali: il fluido
non subisce una deviazione di 90° all’ingresso della palettatura come nelle radiali, si evita quindi questa perdita.
In questo tipo di approccio si studia il problema ad un certo raggio, ad esempio la sezione al raggio medio, co-
sì che u non sia più una grandezza variabile: è come se ci dimenticassimo che la paletta abbia una profondità.
Secondo quest’ipotesi semplificativa se il fluido è coerente in ingresso ed entra ad un certo raggio, deve essere
coerente anche in uscita ed uscire allo stesso raggio; inoltre, essendo 12 uu , nell’equazione fondamentale delle
turbomacchine, perdiamo il termine 2
2
1
2
2 uu e si avrà semplicemente:
Per aumentare il lavoro scambiato sembrerebbe da subito conveniente aumentare uc o uw , ma ciò si potreb-
be avere solo con un aumento dell’angolo ossia, con una maggiore inclinazione delle palette (strutturando il
compressore come una turbina), ma ciò , poiché si sta lavorando a gradiente di pressione avverso, potrebbe pro-
vocare il distacco della vena fluida, con generazione di zone vorticose.
Ricordando i triangoli di velocità dei compressori centrifughi appare subito evidente la differenza di deviazio-
ne del flusso da cui discende, a parità di velocità periferica, il minor valore di lavoro trasmesso.
Si noti che se la sezione di passaggio decresce in proporzione all’aumento di densità del fluido, l’altezza dei
triangoli di velocità (pari alla componente assiale dei vettori velocità) è costante.
Si ha:
22
1
2
1 au www
22
2
2
2 au www
da cui 2
2
2
1
2
2
2
1 uu wwww
e analogamente 2
1
2
2
2
1
2
2 uu cccc
essendo uup wucu
wwccL
22
2
2
2
1
2
1
2
2
suddividendo tutti i termini di prevalenza acquisita dal fluido in g
LHHH
p
sr
1w
2waa cw
1c2c
u
1
uup wucuwwcc
L
22
2
2
2
1
2
1
2
2
5
si ha: ))((2
12121 uuuur wwww
gH ))((
2
11212 uuuus cccc
gH
dalle quali, considerando le velocità che si avrebbero nelle palette se non ci fossero limiti dati dalle pareti (con-
dizione di flusso indisturbato): 2
21 www
2
21 ccc
2
21 uuu
www
2
21 uuu
ccc
si ottiene: uur wwg
H
1 uus cc
gH
1
ma essendo: uu cw e ucw uu
si ha di nuovo l’espressione di partenza:
uuuusr wug
wcwg
HHH
1)(
1
GRADO DI REAZIONE
E’ un indice che ci dice in quale parte si ha la massima conversione di energia potenziale, se nello statore o se
nel rotore.
u
w
cw
w
ccww
ww
HH
HR u
uu
u
uuuu
uu
sr
r
Quando 2
ucw uu R = 0,5 con
21 cw 12 cw
Per tale valore del grado di reazione, si ha una configurazione simmetrica del triangolo delle velocità, cui cor-
risponderà una altrettanto simmetrica disposizione delle palettature nello statore e nel rotore, perchè R = 0,5, si-
gnifica che il contributo relativo del rotore deve essere pari al contributo assoluto dello statore, e questo si può
avere solo se rotore e statore hanno stessa palettatura.
Per gli altri valori del grado di reazione, non si avrà più simmetria, poichè, dovendo essere comunque uguali
le altezze dei triangoli delle velocità assolute e relative, ma essendo diversamente inclinate le palettature, si a-
vranno palette più lunghe nel rotore o viceversa.
6
5,0R
In questo caso la pala statorica ha funzione puramente deviatrice; tale soluzione non ha, in realtà, pratica ap-
plicazione.
0sH
Con tale configurazione si realizza una leggera espansione nello statore, favorevole per rendere congruenti i fi-
letti fluidi (Escher-Wiss) e per consentire, nella soluzione che antepone statore a rotore, un’uscita assiale del
flusso, molto conveniente nella progettazione delle soffianti (ventole).
1w
2waa cw
1c
2c
u
1 2
1w
2waa cw
1c
2c
u
1 2
1w
2w
1c2c
u
1 2
1w 2waa cw 1c 2c
u
1 2
15,0 R
1R
1R
7
ed uscita assiale dallo statore
I massimi valori di velocità che si ottengono per 5,0R sono maggiori che per 5,0R , ciò è importante per
le perdite che sono proporzionali al quadrato della velocità, quindi la soluzione con 5,0R è la favorita. Inoltre
si hanno alte portate quindi alte velocità: a parità di portata, aumentare la velocità più facilmente può portare al-
la velocità del suono, creando una condizione favorevole perchè si verifichi il bloccaggio della portata. 5,0R
minimizza aw
cw max)( quindi se aumento la portata, sicuramente aumenta la velocità, ma difficilmente raggiun-
ge quella del suono. Le macchine che lavorano con questo grado di reazione possono avere rendimenti più ele-
vati delle radiali, in cui sono inevitabili brusche deviazioni, se si progetta la palettatura in modo idoneo, evitan-
do gli urti di ingresso.
1w
2w
1c2c
u
1 2
15,0 R
8
2. TEORIA APPLICATA ALLE SCHIERE DI PALE.
2.1. DEFINIZIONE GEOMETRICA DEL PROFILO.
A-B linea dei centri
l corda del profilo
h apertura alare
f freccia del profilo
deviazione angolare geometrica
s spessore massimo del profilo
2.2. STUDIO DEL PROFILO ISOLATO.
Si consideri un flusso di filetti rettilinei paralleli aventi velocità uniforme
w ,si supponga immerso in tale
corrente, con un asse perpendicolare alla direzione dei filetti fluidi indisturbati, un solido prismatico di lunghez-
za infinita.
Il flusso che investe il solido creerà un campo di moto intorno al profilo di natura bidimensionale. Solo a distan-
za teoricamente infinita la velocità relativa al solido raggiungerà asintoticamente il valore di quella iniziale w .
Nell’ipotesi di fluido perfetto (assenza di viscosità) vale il teorema di Joukowsky:
“quando un fluido perfetto investe con flusso traslo-circolatorio un solido cilindrico di lunghezza indefinita, la
risultante di tutte le azioni fluidodinamiche, su una lunghezza unitaria dell’ostacolo, si riduce ad una forza
(portanza) di grandezza proporzionale al valore della circolazione ”
Se il solido cilindrico ha una sezione (profilo) dissimmetrica o dissimmetricamente disposta rispetto alla dire-
zione dei filetti della corrente indisturbata, le traiettorie seguite dalle particelle di fluido e la distribuzione delle
velocità nei pressi delle due facce sono diverse.
La distribuzione delle velocità è quella che, con un ipotetico fluido perfetto non viscoso, si avrebbe se ad un
semplice moto uniforme traslatorio si supponesse sovrapposta una corrente circolatoria.
Questa sovrapposizione di moti fa sì che, per la concordanza del senso del moto, la velocità cresca sul dorso
(o stradorso) e diminuisca sul ventre (o intradorso) del profilo. In modo inverso, naturalmente, risultano essere
distribuiti i valori della pressione. Nel caso di profilo simmetrico disposto simmetricamente, essendo il moto del
tipo a potenziale delle velocità, si verifica che la circolazione o circuitazione della velocità sia nulla:
0cos dsc
l
h
fs
A B
9
D
C
A
D
B
A
C
Bdswdswdswdswdsw coscoscoscoscos
Nel caso di moto traslo-circolatorio di un fluido perfetto, interessante un solido cilindrico dissimmetrico (o di-
sposto dissimmetricamente rispetto alla direzione dei filetti fluidi), l’andamento delle velocità non è più simme-
trico rispetto agli assi di riferimento essendo 0 . In questo caso si ha un moto a potenziale la cui funzione
potenziale di velocità non è che la somma dei rispettivi potenziali dei due moti componenti.
Si genera una distribuzione di pressione che, secondo il teorema di Joukowsky, fa nascere una forza normale
alla direzione di w il cui verso si ottiene ruotando di
2
il vettorew in senso opposto alla circuitazione.
Il valore della circuitazione è legato a:
Valore di w
Forma del profilo
Posizione del profilo rispetto alla direzione diw
La portanza P è, per unità di lunghezza del profilo:
wP
Che mostra come per un dato fluido il valore di w può essere ottenuto in infiniti modi.
Nel caso reale di fluido viscoso, oltre alla portanza, la risultante di tutte le azione del fluido sull’ostacolo ha
una componente che ha la direzione ed il verso di w , detta resistenza R . Tale risultante agisce in un punto det-
to centro di pressione, la cui determinazione è importante per il calcolo delle sollecitazioni a cui è sottoposta
l’ala.
La determinazione dell’azione aerodinamica del fluido reale sul profilo è in genere effettuata sperimentalmen-
te e l’entità della portanza e della resistenza vengono individuate tramite le definizione del coefficiente di por-
tanza ( pc ) e del coefficiente di resistenza ( rc ), anche detto numero di scivolamento, con le relazioni:
Sw
Pcp
2
2
1
Sw
Rcr
2
2
1
hlS (corda del profilo per apertura alare)
A
D C
B
w
10
Il valore numerico di tali coefficienti è determinabile sperimentalmente in apposite gallerie a vento, quando
noti e l , si misurino contemporaneamente la velocità relativa del vento e le componenti P e R dell’azione di
quest’ultimo sul profilo alare in prova. I valori di pc erc dipendono essenzialmente da:
Forma del profilo
Posizione del profilo rispetto alla direzione diw
Per individuare l’assetto del profilo alare rispetto alla corrente che lo investe si assumono come valori di riferi-
mento:
L’angolo di incidenza relativo i , angolo per cui si ha portanza nulla se la w è diretta lungo la retta in-
clinata di un angolo i rispetto all’orizzontale
L’angolo di incidenza assoluto 0i .
Il fattore i dipende dalla geometria del profilo solamente, sarà quindi noto, fissato che sia il profilo.
I valori di pc erc vengono quindi rilevati, per un’assegnata forma del profilo, variando l’assetto del profilo ed
individuando, in tal modo, differenti valori di i o di 0i .
Per un assegnato profilo, pc =0 se la direzione del flusso coincide con quella di portanza nulla, mentre 0rc
sempre.
pc
rc
i
0i08
2,102,0
00
i
i 0iw
iii 0
0 8
Flusso diretto come la
corda
Questo calo improvviso è
indice del fatto che si sta
andando in stallo
Tale valore rappresenta il
massimo angolo
d’incidenza possibile prima
che ci sia stallo
11
Per valori di w alquanto elevati ( 35.03.0 Mc ) il valore di pc è influenzato anche dal numero di Mach.
Per elevati valori di Re, rc è praticamente indipendente dal numero di Mach, fino al suo valore critico.
Mentre rc è sempre crescente con i (con i aumenta la RESISTENZA perchè aumenta la sezione retta), pc
cresce fin quando non si instaurano fenomeni di distacco delle vene fluide dal dorso della pala (stallo) che com-
portano un brusco decadimento delle prestazioni (portanza) del profilo. Si noti come le condizioni favorevoli al
distacco, e quindi alla verifica dello stallo, sono caratterizzate da valori elevati di w e da una maggiore incurva-
tura del profilo. La stessa superficie ha più portanza se estesa in lunghezza che in profondità per la distribuzione
non lineare della pressione.
Si può anche definire l’efficienza del profilo dal rapporto r
p
c
cE , anche determinabile dalla curva polare del
profilo ricavata riportando in diagramma i valori di pc e rc ottenuti per ciascun valore dell’angolo di incidenza
assoluto:
Per le applicazioni civili si punta a risparmiare, ossia, ad avere portanza minimizzando la resistenza, mentre in
applicazioni militari (aeronautiche), interessano le prestazioni, quindi si punta ad avere il massimo della portan-
za, anche se aumenta la resistenza e quindi i consumi.
rc
3,7
00i
buon compromesso
pc è massimo, ma rc è elevato
tgE
pc
12
3. ESTENSIONE DELLA TEORIA ALARE AI PROFILI DISPOSTI IN SCHIERA PIANA
(MOTO BIDIMENSIONALE).
t = passo della schiera
t
l= solidità della schiera
c1 = angolo costruttivo di ingresso
c2 = angolo costruttivo di uscita
cc 12 = deviazione geometrica
= angolo di calettamento
Un flusso attraversante una schiera di profili in numero finito e disposti con una determinata geometria subi-
sce una deviazione definitiva cui corrisponderà una variazione di direzione di w se misurata sufficientemente
lontano dai bordi di attacco e di uscita dei profili. Il teorema di Joukowsky può utilmente essere esteso anche al
caso di profili in schiera se si considera ancora il fluido privo di viscosità e se si assume come velocità
all’infinito w , il valore medio tra 1w e 2w . Per il calcolo della circuitazione si assumano allora le linee costitui-
te da due filetti fluidi distanti tra loro del passo t .
l
c1
t
1w
1
c2
22w
13
La circuitazione è, in questo caso, ottenibile da :
D
C
A
D
C
B
B
Adswsdwsdwdswdsw 2211 coscoscos
Ma se twa cos e BC è congruente con DA: A
D
C
Bsdwsdw
Per cui, se lungo A-B e C-D si ha 11 cosw cost e 22 cosw cost, si ha ad una certa distanza della schiera
uuuuu
D
C
B
Awtwwttwtwdswdsw )(coscos 21212211
Ricordando quindi di intendere 2
21 www
si ha che la portanza per un profilo alare inserito in schiera è:
us wtwwP
Essendo anche lwcPsps
2
2
1 (formalmente la portanza in schiera è uguale al profilo isolato), si ha che il co-
efficiente di portanza del profilo inserito in schiera è (nell’ipotesi di corrente ideale per la quale si è ricavato il
valore di ):
l
t
w
wc u
ps
2
che stabilisce un’interazione fondamentale tra coefficiente di portanza in schiera e deviazione, una volta stabi-
lite le grandezze t e l .
t
AB
C D
2w
1w
14
4. RELAZIONE TRA LE CARATTERISTICHE AERODINAMICHE DELLA SCHIERA E IL
RENDIMENTO DELLO STADIO.
Un profilo investito da un fluido reale di velocità
w , subisce oltre l’azione della portanza P anche quella del-
la resistenza R (diretta nel verso del moto).
L’efficienza del profilo r
p
c
cE può quindi essere messa in relazione con il rendimento dello stadio.
La componente tangenziale è : cos1 RPsenT
La potenza totale trasmessa per uno stadio con un numero z di pale è:
)cos(1 RPsenuzTuzPt
Ricordando che il grado di reazione u
w
cw
w
ccww
ww
HH
HR u
uu
u
uuuu
uu
sr
r
e che
uur wwg
H
1 e uus cc
gH
1 si ha che la potenza trasmessa nel rotore è
)cos(, RPsenzwP udr , che rappresenta la potenza teoricamente disponibile per l’incremento di pres-
sione.
La componente assiale è : RsenPN cos , essendo in genere RsenPcos , la componente as-
siale risulta positiva ed il suo verso è contrario alla direzione assiale del moto del fluido come appare logico do-
vendo il fluido spostarsi verso un gradiente avverso di pressione.
L’incremento effettivo di pressione nel rotore è allora:
ht
Np
e per 1h , si ha )cos(1
RsenPt
p
P
R
i
1T
NcosP
u
Rsen
Psen cosR
centro di
pressione
15
essendo allora la portata volumetrica: awtzQ
si ha che la potenza utilizzata sotto forma di incremento di pressione nel rotore è:
)cos()cos(1
, RsenPzwRsenPt
ztwP aaur
Avendo ricavato la potenza disponibile e quella utilizzata, si può esprimere il rendimento del rotore, come:
)cos(
)cos(
,
,
RPsenzw
RsenPzw
P
P
u
a
dr
ur
r
Essendo tgww ua , sarà:
P
Rtg
tgP
R
gr
1
cot
1
ricordando che R
PE , allora:
gE
tgE
r
cot1
1
11
Il rendimento r dipende da:
E
Analogo procedimento conduce alla definizione del rendimento dello statore s che per coincide con
r e quindi si ottiene il rendimento dell’intero stadio dalla semisomma dei due: 2
,,
sd
s
rd
r
stadio
P
pV
P
pV
.
Per altre configurazioni rotore e statore avranno differenti rendimenti anche a parità di efficienza aerodinami-
ca.
Si osserva che per
0 0
01
1 tgE
0 e RsenPcos Condizione per la quale 0N e quindi 0p .
Il rendimento presenta un massimo, che si attinge per:
1
112EE
arctg
16
Che mostra come per E 45
Per gli usuali valori dell’efficienza tuttavia (per come è la funzione )(Ef ) il valore ottimo di si ha per
45 .
Nel caso di 45 si ha che:
E
E1
1
11
max
Risulta quindi, in generale, conveniente adottare valori di 45 che corrispondono alla configura-
zione simmetrica di triangoli di velocità ( 5,0R ).
20E
10
7
9.0
17
5. SCELTA DEL PROFILO DELLE PALE.
Dalla relazione l
t
w
wc u
ps
2 , noti i triangoli di velocità e le caratteristiche del flusso e della schiera si può
ricavare il valore di spc .
Tale valore è, tuttavia, diverso dal ipc relativo al profilo isolato per le interazioni che si verificano tra le pale e
per la mancanza della scia vorticosa laterale caratteristica del profilo isolato (che influenza il valore dell’angolo
di incidenza i ).
Si definisce quindi “effetto schiera” il rapporto:
isolatop
schierap
c
ck
,
,
Che tende a 1 per valori molto elevati di l
t, studi teorici del Weinig portarono alla determinazione
dell’andamento di k con l
t e con l’angolo di calettamento nelle ipotesi di fluido privo di viscosità e di palette
piane e sottili.
La strada seguita è, tuttavia, quella di effettiva sistematica ricerca sperimentale sulle schiere piane misurando
direttamente, per diversi tipi di profili e per diverse combinazioni di rapporto passo/corda e dell’angolo di inci-
denza, il valore di uw ed il valore della deviazione angolare realizzabile.
18
6. GALLERIA DEL VENTO PER LE PROVE SU SCHIERE DI PALE.
La schiera è progettata in modo da assicurare che almeno nella sezione centrale (nella quale si effettuano le
misure) il flusso sia bidimensionale.
Il flusso nella schiera può, in tal modo, costituire un ragionevole modello del flusso nella macchina (a meno
degli effetti 3-D per pale molto lunghe).
La funzione del tratto accelerante è quella di ottenere un flusso all’ingresso della sezione di prova, avente un
diagramma rettangolare delle velocità con il minimo sviluppo dello strato limite che, in genere, viene auspicato
per evitare effetti 3-D.
Tra i più completi e accurati risultati ottenuti con prove su schiera sono quelli relativi ai profili della serie
NACA 65, caratterizzati da un profilo base simmetrico (con 0pc ) ed uno spessore massimo pari al 10% della
lunghezza della corda e da una serie di profili ottenuti da quello base incurvando opportunamente la linea dei
centri.
Le caratteristiche di una schiera sono:
Geometriche:
profilo
curvatura equivalente (arco di cerchio che passa per gli estremi della linea mediana)
rapporto passo/corda (solidità)
Funzionali:
angolo di incidenza
angolo di deviazione
19
i risultati relativi ad una serie di prove condotte al variare della solidità t
l e della curvatura del profilo per un
assegnato valore dell’angolo 1 sono condensati nel diagramma:
Nel quale risulta evidente l’ ”effetto schiera”, dovuto alla curvatura del profilo, c, e al numero di pale.
Elevati valori di causano:
aumento della resistenza e quindi diminuzione dell’efficienza del profilo.
Valori troppo piccoli causano:
un comportamento da “profilo isolato” e quindi basse deviazioni
Elevate curvature comportano:
aumento del carico palare ( pc )
bassi valori del Mach critico
In genere:
25,175,0
più elevati consentono ammissioni maggiori della portata di attraversamento.
1,25
1.00 5.1
=cost
451
c
0.75
20
7. FENOMENI DI INSTABILITÀ NEI COMPRESSORI ASSIALI.
7.1. STALLO.
Al diminuire della portata una maggiore inclinazione della
1w fa aumentare l’angolo di incidenza oltre le con-
dizioni di massimo valore di pc oltre il quale si ha distacco dello strato limite dal dorso delle pale con conse-
guente formazione di vortici.
In tali condizioni si ha un crollo della portanza ed un forte incremento della resistenza.
Nel caso di “stallo totale” (verificato e studiato su schiera di pale) si ha una brusca diminuzione della pressio-
ne di mandata e, a causa delle forti perdite instauratesi, anche della portata.
Nel caso di riferirsi ad una macchina reale, prima dello stallo totale si verifica il fenomeno dello “stallo rotan-
te”, caratterizzato da una pulsazione ciclica della pressione, dovuta ad una deviazione locale del flusso rispetto
alla cella in stallo che trasmette queste condizioni alla cella seguente nel verso del moto con una velocità pari a
circa la metà di quella angolare della macchina.
Se la frequenza dello stallo (prodotto della velocità di propagazione per il numero delle celle) si avvicina a
quella naturale delle pale si può avere un fenomeno di risonanza dannoso per l’integrità della pala stessa.
7.2. POMPAGGIO.
Dovuto al differente comportamento della legge che lega le pressioni alle portate nel circuito esterno tra le
condizioni di moto stazionario e quelle di moto vario che genera condizioni di instabilità per valori della portata
elaborata dal compressore molto piccoli rispetto alla massa di fluido contenuta nei condotti esterni e negli orga-
ni circuitari (ad es. serbatoio di mandata).
La massa accumulata nel circuito esterno ha un’inerzia a mantenere le proprie condizioni di pressione rispetto
alla rapida variazione della caratteristica interna.
A
B
M
D
p
Q
21
La differenza si esalta al diminuire della portata fino all’annullamento della portata. Si ha quin di un riflusso
rapidamente contrastato dalla macchina (dato l’andamento della caratteristica interna nel quadrante delle portate
negative) che genera una pressione crescente con legge più rapida rispetto al valore di pressione che si ha nel
circuito esterno. Il punto di funzionamento si riporterà in M, instaurando così un regime stabile di pressioni va-
riabili. Sperimentalmente si è verificata u'n’analogia con l’equazione dei di Helmots per determinare la frequen-
za del fenomeno:
Vm
pSf
24
2
1
S= sezione tubazione
V=volume capacità
m=massa mediamente presente nel circuito
7.3. BLOCCAGGIO DELLA PORTATA.
All’aumentare della portata cresce la velocità relativa che avrà il suo valore massimo (proporzionale all’entità
della curvatura) sul dorso del profilo.
Raggiunto il valore del Mach critico se la portata cresce ancora la zona sonica si estende sino a formare una
sezione interamente interessata da valori della velocità di bloccaggio della portata ( 1Ma ).
Essendo TMa il raggiungimento delle condizioni critiche si ha in genere nel primo stadio per valori ele-
vati del numero di giri.
Per bassi valori del numero di giri gli effetti d’interazione portano ad un aumento della velocità assiale negli
ultimi stadi, nei quali, essendo la temperatura più bassa rispetto al caso precedente, è più probabile che si abbia
bloccaggio.
Ma>1
Ma<1 Ma<1
Ma>1
Ma<1
Ma>1
22
8. TEORIA DELLA SIMILITUDINE.
8.1. PARAMETRI CHE CARATTERIZZANO LE PRESTAZIONI DI UNA TURBOMACCHINA
(COMPRESSORI DINAMICI).
Rendimento
Salto entalpico totale toth
Potenza di compressione P
8.2. VARIABILI FUNZIONALI.
= viscosità
N = regime di rotazione
D = diametro esterno della girante
m = portata massica
1 = densità in aspirazione
1a = velocità del suono in aspirazione
k = esponente dell’isoentropica
Dato l’elevato numero di parametri funzionali è difficile prevedere le prestazioni della macchina in condizioni
diverse da quelle di progetto. Per verificare le prestazioni dei compressori al di fuori di tali condizioni, si deve
trovare una metodologia di confronto dei risultati con quelli garantiti.
La metodologia più seguita è basata sulla teoria della similitudine dinamica di flusso tra le due condizioni di
funzionamento di progetto e di prova.
In tal modo si può stabilire in quali condizioni i due flussi, in condizioni diverse, possono considerarsi dina-
micamente simili. Note le caratteristiche di progetto si possono ricavare le corrispondenti caratteristiche del
flusso similare (prova). Lo studio in similitudine è di fondamentale importanza per l’utilizzo di misure speri-
mentali ottenute su modelli della macchina.
Si verifica la similitudine dinamica del flusso tra due campi di moto quando:
Si verifica un rapporto costante tra due velocità in punti corrispondenti della corrente e tra le velocità
in punti corrispondenti e la velocità di uno stesso organo della macchina (ad es. velocità periferica del-
la girante).
Le velocità in punti corrispondenti hanno stessa direzione rispetto ad una qualsiasi direzione di riferi-
mento.
23
Stessa trasformazione subita dal gas nelle due condizioni di flusso (stesso esponente della trasforma-
zione).
Sono uguali, nei due sistemi, i rapporti di due tipi di forze agenti su masse elementari di fluido in punti
corrispondenti (forze d’inerzia, viscose, gravitazionali, elastiche).
Similitudine geometrica delle superfici di contatto del fluido nei due sistemi (cioè rapporto costante tra
lunghezze omologhe e angoli omologhi uguali).
Perché si verifichino queste condizioni, occorre imporre le uguaglianze di alcune grandezze dimensionali, de-
rivate dalle stesse relazioni funzionali, valide per le due condizioni di flusso. In tal modo è possibile prevedere
le prestazioni per una famiglia di macchine simili e funzionanti in similitudine.
I parametri prestazionali più ricordati possono quindi, in funzione delle variabili prima citate, , essere espressi
dalle relazioni:
0,,,,,,, 111
kamDNhf tot
0,,,,,,, 112
kamDNf
0,,,,,,, 113
kamDNPf
Mediante il teorema di Buckingham, le tre relazioni tra otto grandezze possono essere trasformate in altrettan-
te in gruppi dimensionali in numeri inferiori ad otto.
Trattandosi di fenomeni meccanici, descrivibili con le tre grandezze fondamentali L , M ,T , possiamo ridurre
le otto grandezze derivate a cinque gruppi dimensionali e quindi scrivere (in funzione delle tre grandezze fon-
damentali o altre tre dipendenti o da esse derivate):
0,,,, 54321
'
1
f
0,,,, 54321
'
2
f
0,,,, 54321
'
3
f
In cui 1 ,
2 , 3 , 4 , 5 sono i gruppi adimensionali.
ESEMPIO PER toth IN FUNZIONE DI D , N ,
)(11 tot
zyx hND MTL
24
Dimensionalmente
MTLD 1 MTLN 1
13
1 MTL MTLhtot
22
Sostituendo si ha
MTLMTLMTLMTLMTLzyx 221311
Si ha un sistema lineare in tre equazioni e tre incognite:
023 zx 2x
02 y da cui 2y
0z 0z
Per cui
221
22
1ND
hhND tot
tot
Analogamente
1
22
ND
1
33
ND
m
DN
a14
k5
Si ha quindi:
kDN
a
ND
m
NDND
hf tot ,,,,' 1
1
3
1
2221
ovvero:
ka
DN
m
NDNDf
ND
htot ,,,1
1
3
1
2
22
Generalizzando le tre espressioni si ha:
22 ND
htot, ,
53
1 DN
P
=
k
a
DN
m
NDNDf ,,,
1
1
3
1
2
25
che esprimono tre relazioni funzionali tra gruppi dimensionali che caratterizzano le prestazioni di una famiglia
di macchine funzionanti in similitudine di flusso.
Perché si verifichi ciò devono essere uguali
22 ND
htot, ,
53
1 DN
P
e quindi i gruppi dimensionali entro le parentesi.
Ma
Re1
2
uDND
u
w
ND
wA
ND
m m
3
1
1
1
3
Maa
u
a
ND
11
numero di Mach periferico
2
222 u
L
DN
htot coefficiente di pressione
Le relazioni funzionali tra grandezze dimensionali si possono scrivere sinteticamente
53
1 DN
P
, , = kMaf ,,Re,
E quindi:
a parità di pol 1 , si ha similitudine di flusso se si hanno:
Stessi coefficienti di pressione e di portata
Stessi esponenti isoentropici e politropici
Stessi numeri di Mach periferico
Stessi numeri di Reynolds di macchina
Verificandosi tali condizioni risultano uguali anche i numeri di Mach e di Reynolds locali.
1 Ricordando che (condizione di uguaglianza delle turbomacchine)
1
11
1
polk
k
k
k
is
26
9. USO DEI PARAMETRI EQUIVALENTI.
Una rappresentazione molto usate delle curve caratteristiche interne di un compressore è quella in cui si riferi-
sce la portata effettiva alla portata corrispondente alla velocità del suono all’ingresso della macchina.
1
2
1 scDkMc
dove:
1kRTcs
D diametro della girante
1k costante
1
11
RT
p densità del fluido all’aspirazione
sostituendo sc e 1
11
RT
p si ha:
1
11
2
1RT
pkRTDkMc
da cui:
1
2
1
1
pkDk
RTM
Mc
M effeff
portata adimensionalizzata rispetto alle condizioni di aspirazione, per cui uno stesso punto dell’asse delle ascis-
se può rappresentare:
22
2
2
'
2
222
11
2
1
'
1
111
pkDk
TRM
pkDk
TRMcost
Se il fluido trattato è il medesimo e se si fa riferimento alla stessa macchina si ha:
21 DD
21 kk
21 RR
e l’espressione si riduce a: 1
1
p
TM
tale relazione, non più dimensionale è detta parametro corretto, unitamente all’altro, ricavabile con procedi-
mento analogo, per la velocità periferica:
1
'
kRT
Dnk
c
u
s
che dà luogo al parametro corretto: 1T
n
L’uso di tali parametri corretti consente di studiare il comportamento funzionale della macchina al variare del-
le condizioni di aspirazione.
27
I dati ricavati dalle prove sperimentali vengono infatti riportati in diagramma dopo averli corretti, tenendo
conto delle condizioni ambiente, se si può ritenere costante il rendimento che dipende, per velocità elevate, dal
numero di Mach e, per velocità basse, dal numero di Reynolds.
In particolare Re può esercitare notevole influenza sulle perdite se Re < 5102 .
In tal caso si ha infatti che il rendimento decade notevolmente ed è allora conveniente tracciare due famiglie
di curve caratteristiche relative a valori rispettivamente elevati e bassi di Re.
η
Re
0.8
10.0 x 104
p
Tm
T
n alti Re
bassi Re
28
10. EQUILIBRIO RADIALE NELLE TURBOMACCHINE OPERATRICI ASSIALI.
L’ipotesi di considerare il flusso bidimensionale, nel senso che non vi è comportamento radiale della velocità,
non appare ragionevole quando la lunghezza delle pale è apprezzabilmente elevata rispetto al diametro medio.
In tal caso la distribuzione di massa rispetto al raggio può influenzare notevolmente il profilo di velocità in usci-
ta e, di conseguenza, gli angoli cinematici del flusso. In tal modo, per un osservatore solidale con una particella,
lo spostamento radiale avrà luogo fin quando non si instaurerà una nuova distribuzione di pressione in grado di
bilanciare gli effetti delle forze centrifughe. Il flusso che nell’anulus della macchina è caratterizzato da un moto
privo di componente radiale e le cui linee di corrente giacciono su superfici cilindriche circolari è comunemente
definito come flusso in EQUILIBRIO RADIALE.
L’analisi, chiamata “metodo dell’equilibrio radiale”, ampiamente usata per calcoli di progetto quasi-
tridimensionale è basata
1. sull’assunzione che una linea di corrente giaccia su una superficie cilindrica coassiale all’asse della
macchina (assenza di componente radiale), il che significa asserire che: “la componente meridiana del
flusso mc giace su una superficie cilindrica non essendovi componente radiale”.
uc componente tangenziale della velocità c nella
direzione di r
mc componente della velocità tangenziale alla li-
nea meridiana di flusso nella direzione del raggio di
curvatura R
Si osservi che, nel caso più generale, per la defles-
sione delle linee di corrente nel piano meridiano, al
termine Fu andrebbe sommato il termine
R
cdmF m
m
2
, che provoca un’ulteriore variazione di
pressione in direzione radiale. Se R ovviamen-
te 0mF ( R se è piccolo l’angolo di defles-
sione).
cm
r
R
apice
radice
ca
29
cu
p+dp
p
dθ
b
r
dr
a
2. Ipotesi di assialsimmetria del flusso che implica il ritenere condizioni di moto identiche in ogni punto,
giacente nell’intersezione di una superficie cilindrica coassiale all’asse della macchina con un piano ad
essa ortogonale per qualsiasi valore del raggio (lo spessore delle pale è considerato nullo).
3. Il flusso è considerato incomprimibile e senza attrito.
per una generica serie di particelle di massa dm perché si verifi-
chi equilibrio radiale si deve verificare che:
r
cabdr
r
cdmF uu
u
22
La particella fluida è considerata come elemento anulare e non come un parallelepipedo per cui la superficie
ab (verso l’esterno) è maggiore della superficie rivolta verso l’interno e, pertanto, le forze che agiscono sulle
superfici bdr hanno componenti che tendono a spostare le particelle verso l’esterno, ma i due effetti (superficie
e pressione) si compensano.
La forza centrifuga che agisce sulle particelle, Fu, deve essere equilibrata dalle forze di pressione in modo da
avere:
uFpababdpp )( e quindi:
r
cabdrdpab u
2
drr
cdp u
2
; r
c
dr
dp u
21
Che si ottiene trascurando i termini del II ordine nell’equazione dell’equilibrio scritta completamente.
Se sono note (a monte e a valle delle pale) )(rcu e )(r può allora essere determinata la variazione radiale
della pressione lungo le pale che soddisfa l’equazione scritta.
2
1
2r
ruradiceapice
r
drcpp
30
Che per un fluido supposto incomprimibile diventa:
2
1
2r
ruradiceapice
r
drcpp
Se non vi è componente radiale, al generico raggio r si ha che l’entalpia di ristagno è:
)(2
1 22
0 um cchh
e quindi che al variare del raggio deve essere:
dr
dcc
dr
dcc
dr
dh
dr
dh uu
mm 0
ricordando che:
dpTdsdh
1
si ha (considerando )(rT = cost):
dr
dcc
dr
dcc
dr
dp
dr
Tds
dr
dh u
u
m
m
10
essendo
r
c
dr
dp u
21
si ha ancora:
dr
dcccr
dr
d
r
c
dr
Tds
dr
dh mmu
u )(0
Se supponiamo che lungo il raggio sia s(r) = cost , il che, in altre parole, significa dire che tutti i filetti fluidi su-
biscono le stesse perdite (per qualunque valore del raggio, supponendo adiabatica la macchina) e che sia anche
)(0 rh = cost (costanza dell’energia specifica del fluido lungo il raggio) si ha:
0)( dr
dcccr
dr
d
r
c mmu
u
valida per un rotore nel quale sia costante ad ogni raggio il lavoro scambiato con il fluido.
Infatti, se il fluido è supposto incomprimibile invece dell’entalpia di ristagno si può considerare la pressione di
ristagno, tale che, essendo:
)(2
1 22
0 um ccpp
31
si ha:
dr
dcc
dr
dcc
dr
dp
dr
dp u
u
m
m
11 0
che fornisce, ricordando sempre l’ipotesi di equilibrio r
c
dr
dp u
21
, la relazione:
dr
dcccr
dr
d
r
c
dr
dp m
mu
u )(1 0
L’ipotesi di costanza di lavoro trasmesso ad ogni raggio (
00 12 ppcuL u
) implica che, partendo il flus-
so, a monte del rotore, con un valore uniforme di 0p , tale valore dovrà essere uguale anche lungo il raggio a
valle della pala. In altre parole si ha )(01 rp = cost e )(
02 rp = cost, se si impone che sia costante, lungo il raggio,
il lavoro trasmesso. Qun ato detto vale nell’ipotesi che il trasferimento di lavoro avvenga lungo le pale sempre
con la stessa efficienza e cioè che )(rpal = cost, il che significa dire che le perdite di pressione totale (correla-
zioni di perdite con le prove su schiera) siano costanti lungo il raggio.
In questo caso l’equazione si riduce a:
0)( dr
dcccr
dr
d
r
c mmu
u
EQUAZIONE DELL’EQUILIBRIO
RADIALE PER )(rL = cost
per la quale vale la relazione:
ucu = cost ucr = cost
L’equilibrio radiale costituisce un’equazione che, integrata a monte e a valle della palettatura può fornire la
distribuzione della velocità assiale (meridiana) se viene assegnata la distribuzione delle velocità tangenzia-
li )(rcu (problema di progetto, o indiretto)
32
11. SVERGOLAMENTO DELLA PALETTATURA.
Nel caso di correnti decelerate lo svergolamento delle pale deve essere calcolato e realizzato in modo più ac-
curato che nel caso di correnti accelerate, a causa della maggior facilità con cui si può verificare il distacco della
corrente dalle superfici di guida.
In generale, per lo stesso motivo, è necessario che siano imposte al fluido solo moderate deviazioni, che, uni-
tamente alla condizione ucuL cost, mostra come al raggio interno, la variazione cu , e quindi, la devia-
zione del flusso debba essere più elevata a causa del piccolo valore della velocità periferica u .
La variazione cu, la cui distribuzione resta fissata dall’aver imposto ucuL cost è però da determinare in
termini di valori delle componenti uc2 e uc1 , in grado di realizzare la voluta deviazione.
Diversi sono i criteri adottati per calcolare, in funzione della variazione cu, lo svergolamento delle pale, che
dipenderà, naturalmente, dai valori assoluti di uc2 e uc1 .
12. CRITERIO DEL VORTICE LIBERO (O A MOMENTO CINETICO COSTANTE).
Un flusso irrotazonale a vortice libero (o, per meglio dire, libero da vortici) è caratterizzato da un valore co-
stante del prodotto:
kcr u = cost
Si consideri un elementino di fluido ideale non viscoso che ruota intorno ad
una asse. La circuitazione , definita come l’integrale di linea (che racchiude
una certa area A) della velocità c è:
A
cds
r+dr
r
dθ
cu
cu+dcu
33
La vorticità in un punto è definita come il limite della circolazione rispetto all’area A per 0A , si ha
quindi che la vorticità
dA
d
per l’elementino considerato è:
drrdr
c
dr
dcrdcddrrdccd uu
uuu
))((
Se si ignorano i termini del II ordine.
In tal caso, essendo rdrddA si ottiene:
dr
rcd
rdA
d u1
se la vorticità 0 , deve allora essere:
0
dr
rcd u
e quindi :
kcr u = cost
34
13. PROBLEMA INVERSO O DI PROGETTO: NOTA LA DISTRIBUZIONE )(rcu TROVARE
)(rcm .
Ricordiamo che nelle ipotesi precedentemente dette e per L = cost si ha che l’equazione dell’equilibrio radiale
si riduce a:
0
dr
rcd
r
c
dr
dcc uum
m
Ponendo ucr = cost si ha allora
0dr
dcc m
m
che fornisce la condizione )(rcm = cost come condizione particolare di distribuzione della componente assiale
(incognita del problema di progetto o indiretto) corrispondente alla condizione imposta derivante dall’ipotesi di
vortice libero. Per risolvere completamente il problema occorre naturalmente assegnare le condizioni iniziali
(valore di 1mc ) ottenibili semplicemente dall’equazione di continuità.
In definitiva, imponendo la costanza del lavoro trasmesso, l’ipotesi di vortice libero consente di progettare
uno svergolamento delle pale che consente di mantenere costante anche la componente assiale (altezza dei
triangoli di velocità in ingresso e in uscita).
La condizione appena trovata è, tuttavia, strettamente legata alla considerazione già fatta di ritenere costante il
rendimento di palettatura con il raggio e di ritenere adiabatica la macchina.
In caso diverso non potrà essere esattamente soddisfatta la condizione L(r) = cost e quindi, anche supponendo
nulla la vorticità non sarà esattamente costante la componente assiale.
Con lo svergolamento operato a vortice libero non si conserva il valore del grado di reazione lungo le pale,
dovendo essere al variare di u , ucu = cost, che diminuisce verso la radice dove aumenta la deviazione subita
dal fluido e quindi la curvatura delle pale.
35
APICE
5.0R
RAGGIO MEDIO
5.0R
RADICE
5.0R
rotore
statore
rotore
statore
rotore
statore
Δcu
c2
c1 wa=ca
w1
w2 w∞
u
Δcu
c2
c1 wa=ca
w1
w2 w∞
u
Δcu
c2
c1 wa=ca
w1
w2
w∞
u
36
14. FLUSSI SECONDARI.
effetti dovuti allo strato limite presente su:
superficie delle pale
mozzo
casse
Il fluido per effetto della deviazione subisce un’azione centrifuga equilibrata dal gradiente di pressione che e-
siste tra ventre e dorso di due pale successive.
Nella zona centrale del condotto la velocità del fluido è massima e massima è anche l’azione di tale forza cen-
trifuga che tenderà a spostare il fluido dalla zona centrale verso il ventre della pala provocando in conseguenza
un riflusso in senso contrario sia nella zona superiore che inferiore.
Si generano in tal modo vortici di senso opposto.
Un altro fondamentale flusso secondario è quello dovuto all’azione delle forze centrifughe nel piano ortogo-
nale all’asse della macchina che tende a formare un vortice nel piano stesso.
L’azione dei flussi secondari si traduce in uno scostamento sempre più marcato del flusso principale dalle
condizione ipotizzate per il calcolo dell’equilibrio radiale.
Un’altra condizione che può rendere meno valide le ipotesi di flusso considerate è quella di velocità tali da
rendere reversibili gli effetti di comprimibilità in termini di variazione della sezione della macchina che, vice-
versa per basse velocità, non subiscono tali variazioni nell’ambito di uno stadio.
37
15. REGOLAZIONE DEI COMPRESSORI.
COMPRESSORI CENTRIFUGHI
(comportamento più graduale)
COMPRESSORI ASSIALI
(curva caratteristica più ripida,
il profilo risponde alle
variazioni di portata
con rapide variazioni
di spc )
15.1. REGOLAZIONE A NUMERO DI GIRI VARIABILE.
Variando u e aw si può ottenere un comportamento della macchina sempre prossimo a quello di progetto.
η=cost
Q
Q
38
15.2. REGOLAZIONE PER STROZZAMENTO.
Riduzione della portata da m a xm
Differente valore della portata volumetrica a parità di variazione della portata massica e vantaggi rispetto alle
condizioni di pompaggio.
15.3. REGOLAZIONE PER BY-PASS.
M
1
1
p
Tmx
1
1
'p
Tmx
1
1
p
Tm
p
Tm
Alla mandata
All’aspirazione
39
15.4. REGOLAZIONE CON PALETTATURA AD ORIENTAMENTO VARIABILE.
Apertura
minima
Apertura
intermedia
Apertura
massima
Si modifica l’orientamento delle pale statoriche conformemente alle variazioni di portata richieste. Al diminu-
ire della portata decresce l’angolo di calettamento in modo da imporre al fluido una deviazione tale da mantene-
re costante le direzioni delle velocità relative. In queste condizioni la prevalenza decresce con la portata e la ca-
ratteristica è tale da avere (per ovvi motivi) sempre condizioni ottimali di rendimento come per la regolazione a
numero di giri variabile.
Si possono tracciare curve parametrate nell’angolo di calettamento a numero di giri costante.
u
u
u
c2
c1
w1 w2
u
wa
c2
c1
w1 w2
u
wa
c2 c1
w1 w2
u
wa
40
16. COMPRESSORI TRANSONICI E SUPERSONICI (BREVI CENNI).
Si definisce compressore supersonico quello in cui, sulle palette di un qualsiasi elemento di stadio e per tutta
l’altezza della pala, si verifichi un flusso supersonico.
Se la velocità del flusso passa da valori subsonici alla base a valori supersonici alla sommità, il compressore è
definito transonico.
Se la velocità del flusso è transonica o supersonica la sua componente assiale è, però, sempre, nettamente,
subsonica.
In questa classe di macchine, la presenza di fenomeni di urto rende necessario un profilo con la parte anteriore
(non arrotondata come nel caso di flussi subsonici) a forma di cuneo molto acuto. Inoltre la sagoma del condot-
to deve essere del tipo convergente - divergente e non semplicemente divergente.
Il principio di funzionamento si basa sul forte aumento di pressione conseguente al brusco passaggio, attraver-
so onde d’urto, del flusso, da velocità supersoniche a velocità subsoniche.
In tal caso è impossibile conservare immutata la componente assiale del triangolo di velocità
nell’attraversamento dello stadio.
URTO NEL ROTORE
Essendo i compressori supersonici in genere monostadio,
come alcuni fan transonici usati nei turboreattori
a doppio flusso, è adottata una soluzione con velocità
assoluta in uscita in direzione assiale
URTO NELLO STATORE
In questa configurazione il rotore imprime soltanto
una forte deviazione ( 0R ) per cui
la compressione avviene tutta nello statore
La variazione di componente assiale (nel rotore e nello statore) comporta un dimensionamento delle palettatu-
re che non tenga conto della sola variazione di densità.
L’urto nel rotore ha un effetto compensativo sull’aumento di densità, in tal caso quindi, l’area di passaggio
non si riduce in proporzione all’aumento di densità.
w1
Ma > 1 w2
c2
c1
u
u
w1
Ma > 1
w2=w1
c2 c1
u
u
41
Nel caso di urto nello statore, gli effetti di aumento di aw nel rotore (in cui non vi è aumento di pressione)
vengono compensati da una riduzione dell’area di passaggio.
17. GRADO DI REVERSIBILITÀ DI UN CICLO.
Quando le trasformazioni di adduzione e sottrazione di calore non sono isoterme si può definire un “indice di
molteplicità delle sorgenti”. Si considera quindi la presenza di infinite sorgenti termiche ognuna caratterizzata
da una temperatura T e da un calore dQ scambiato in un tempo infinitesimo.
mm TT
TT
'/"
'/"
T’m, T”m = temperature medie di scambio
T’,T” = temperature estreme
Per ciascuna sorgente vale '
''
T
T m ; "
""
T
T m ; "
'
Che permettono di separare gli effetti delle distribuzioni delle sorgenti positive e negative.
AB
B
Am
s
Tds
T
B
A IT
dQ
)(
1
B
A IIT
dQ
)(
2
1 e 2 = variazioni entropiche tra A e B
m
B
Am T
QdQ
TI
'
'
'
1
)(
1 m
B
Am T
QdQ
TII
"
"
"
1
)(
2
Si definisce 2
1
grado di reversibilità del ciclo.
Per cicli reversibili 21 1
Per cicli irreversibili 12 1
A
B
I
II
T'
T''
s
T
42
Si ha, quindi:
m
m
m
m
T
T
T
T
Q
Q
'
"11
'
"1
'
"1
1
2
che permette di studiare il rendimento del ciclo in funzione delle temperature medie delle sorgenti anche in pre-
senza di irreversibilità.
17.1. ENERGIA. EXERGIA.
ENERGIA legata al primo principio della termodinamica fornisce informazioni circa l’energia termica tra-
sformabile in energia meccanica.
La conversione di calore in lavoro in un impianto di produzione di energia meccanica a flusso continuo (a va-
pore o con turbina a gas) avviene a scapito di scambi di calore generalmente a pressione costante e, quindi, le
acquisizioni o cessioni di calore sono variazioni di entalpia.
Assunta una temperatura di riferimento 0T si può definire allora l’EXERGIA come:
dQdQT
TdE Carnot
01
energia connessa, assunto il valore 0T , al calore scambiato.
Durante un riscaldamento isobaro 0-1 il contenuto energetico acquisito dal fluido è
1
001001001
1
0
001 1 SSTH
T
dQTQdQ
T
TE
pari al lavoro ottenibile con una espansione isoentropica del fluido dallo stato 1 alla temperatura 0T e ricondu-
cendolo allo stato iniziale 0 isotermicamente.
Risulta quindi evidente che una trasformazione che permetta uno scambio di calore con minore incremento di
entropia (i.e. isovolumica) è exergeticamente più efficiente.
T1
T0
0
1
T
S
43
Confronto
a parità di calore introdotto
o
a parità di temperatura massima raggiunta
17.2. EFFETTO CARNOT.
Definisce il limite superiore cui può tendere il valore numerico del rendimento termodinamico di un ciclo mo-
tore (in assenza di irreversibilità).
'
"1
T
TCarnot
La frazione non utilizzata è CarnotT
T 1
'
"
Si definisce quindi 1Carnot
ciclo
come rendimento specifico che indica lo scostamento del ciclo in esame ri-
spetto al ciclo di Carnot operante tra le stesse temperature estreme.
18. TURBINE A GAS.
TURBINA A GAS = macchina motrice a flusso continuo operante su fluido comprimibile.
Rendimento termodinamico fortemente influenzato dalla mancanza di isotermicità delle trasfor-
mazioni di adduzione e sottrazione di calore.
Per ottenere valori convenienti del rendimento occorre esasperare il distanziamento termico dei
suoi punti estremi.
È un’improprietà parlare di un vero e proprio ciclo termodinamico per un ciclo aperto.
T1
T0
0
1
T
S
T'1 1'
44
18.1. CICLO TERMODINAMICO IDEALE.
18.1.1. GAS IDEALE.
t
vdpdh
t
pdvduds
nel piano termodinamico:
1
2
1
212 lnln
p
pR
T
Tcss p
per una trasformazione isoentropica
k
k
p
p
T
T1
1
2
1
2
; per una isoterma
1
2lnp
pRs
ciò implica che nel piano T, s per un gas ideale le isobare sono costituite da linee sovrapponibili ed ottenute per
traslazione l’una dall’altra di uno scarto isoentropico dipendente dal rapporto delle pressioni delle isobare. Tale
considerazione vale anche per un gas perfetto ( )(Tfc p ).
Non vale, invece, per i gas perfetti che ogni isobara sia ottenibile da quella di riferimento i cui punti vengono
moltiplicati per k
k
rifp
p
1
.
Per la invarianza di pc nei gas ideali (e supposto tale nei confronti della pressione nei gas reali):
Tch p
CICLO = cicli infinitesimi di uguale rendimento essendo u
e
T
T= cost.
e
u
idT
T1
k
k
e
u
T
T1
1
u
e
T
T= cost
ds
Tu
Te
1
2
3
4
45
LAVORO MASSICO ( pc cost )
Da un punto di vista termodinamico, il lavoro massico dipende dal livello iniziale di temperatura 1T , dalla va-
riazione entropica s e dal rapporto di compressione .
1
1
42
2
3
14231243 11)()( TT
TT
T
TcTTTTcTTcTTcLLL ppppCidTidid
ricordando che 2
3
1
4
T
T
T
T ;
2
3
T
T (trasf. isobara) =
pc
s
e
; k
kT
T1
2
1 1
11exp111
1
11
1
2
2
3
12
2
3 k
k
p
pppidc
sTcT
T
T
T
TcTT
T
TcL
si vede che ),,( 1TsfLid
0idL se 1 e 0s ( 01 T è il caso banale)
Per esprimere il lavoro massico in funzione delle T estreme, oltre che di , si ha:
k
k
p
k
kp
k
keididT
TTc
T
TTTcQL
1
1
311
1
1231
11
11
posto 1
3
T
T si vede che ),( fLid
0idL se 1 ; 0idL se 1 k
k
max,idL si ha se è massimo
k
k
k
k
1
1
11
ovvero se è massimo
k
kk
k
1
1
1
Per un prefissato valore di si ha allora:
maxidL se min
k
k 1
Il minimo della funzione si ricava:
0
011
46
da cui
2
1
è il valore minimizzante la funzione per il quale maxidL
Si verifica quindi maxidL se 21 essendo 1
2
T
T e
1
3
T
T
1
3
1
2
T
T
T
T 312 TTT
1
3
3
1
1
3
31
1
1
3
2
1
1
3
2
3
T
T
T
T
T
T
TT
T
T
T
T
T
T
T
T
T
2
3
1
2
T
T
T
T
2
213 TTT per maxidL
2T è la media geometrica tra 1T e 3T . 2
Osservando che max,idL si ha anche se max)( 24131423 TTcTTcTTcTTc pppp deve aver-
si min24 TTcp , ma 2T e
4T sono vincolati dalla relazione dei cicli simmetrici 1324 TTTT da cui il
minimo si ha per 1342 TTTT dovendo essere 13
2
2 TTT .
2
1
3
1
2
13131342121423max, 12)()(
T
TTcTTcTTTTcTTTTcTTcTTcL ppppppid
essendo 4312 TTTT
2 Media aritmetica.
n
aaa n ...21
Media geometrica o proporzionale. nnaaa ...21
47
Il lavoro massico presenta un andamento simmetrico rispetto alla posizione di massimo, una volta che siano
fissati i livelli termici estremi del ciclo 1T e 3T .
Posto ln si ha :
expexp11 11 TcTcL ppid
essendo 2
1
)( ,
mazidL si ha
ln2
1ln
Introducendo la variabile di comodo la simmetria della curva sussiste se
)()()( ididid LLL
exp1
1exp1
1
expexp1
1
ln2
1expln
2
1exp1
ln2
1expln
2
1exp1
expexp1
1
1
1
1
1
Tc
Tc
Tc
Tc
TcL
p
p
p
p
pid
s
T3
T1
1T
Lid
1 2
1
1
3
T
T
1
1
3
T
T
T
T2=T4
48
dalla quale si riconosce l’evidente simmetria in quanto e possono essere scambiati senza alterare il risul-
tato per cui idL è una funzione simmetrica nei confronti di ln .
RENDIMENTO
'
"'
Q
Q
LL
e
CidTidid
=
k
kT
T
T
T
TT
TT
TT
TT1
2
1
2
1
2
3
1
4
23
14 111
1
1
11
( pc cost ) 2
3
1
4
T
T
T
T
Il rendimento del ciclo Joule semplice ideale è indipendente dalla temperatura 3T .
k
kid 1
11
1
1
d
d id
Per applicazioni in cui siano richiesti ingombri e pesi contenuti si massimizza il lavoro massico e non il rendi-
mento.
18.1.2. INFLUENZA DELLA NATURA DEL FLUIDO.
pc
R
k
k
1
id un incremento di determina un incremento di id a parità di .
d
d id aumenta con id cresce con maggiore rapidità, il che consiglia l’uso di gas monoatomici
1
0
0 1
id
d
d id
49
18.2. ANALISI DEL CICLO IDEALE.
Confronto tra ciclo ideale e ciclo reale a parità di lavoro di compressione e di calore potenzialmente in-
trodotto nel sistema.
Indice di reversibilità del ciclo che consente di definire il rendimento in funzione della temperatura
media.
CidCr LL
idbr QQ ''
tot
Q
s
sf
irrQtot sssf
1
'
'1
f
s
T
T
Noto che sia Cp , dato il punto 1, e definiti pc e come valori medi
p
Cr
c
LTT 12 ;
Cp
T
Tpp
1
212
p
Cra
c
LTT
C 12 ;
1
1
212
T
Tpp
essendo bc la perdita di carico in camera di combustione
bcpp 23
definito b il rendimento di combustione
ridbpbp QQTTcTTc '''2'323
p
bid
c
QTT
'23
1
2
2 2'
3
3'
4
4*
*4
4
4'
T'f
T's
fQs
tots
50
14 pp in impianti a ciclo aperto
14 pp in impianti a ciclo chiuso
Definito TP si ha
Tp
p
p
TT
4
3
34
per il ciclo aperto *414 ppp
Tp
p
p
TT
*4
3
3*4
Lavoro massico reale:
1243 TTc
TTcLmC
p
pmTr
per ciclo aperto *44 TT
Il calore potenzialmente introdotto è:
23' TTc
Qb
p
id
id
rR
Q
L
'
)(fc p ; ),(23 fc p
spesoid QQ '' ; entranteQQ ''
TL , CL lavori limite
Rendimento globale del ciclo:
aTmTaCmCC
T
b
CamT
b
amC
CTamT
b
r
L
L
Q
L
Q
LL
Q
LT
CT
1
'''
È conveniente massimizzare il rapporto C
T
L
L
È conveniente massimizzare il prodotto dei rendimenti
51
'22'2323 '223'223
1'' TTcTTcTTc
QQ pp
b
p
b
speso
1212
1'2
1212
'12
TTc
L
TTc
TTc
p
c
p
p
aC
(
'12pc si riferisce al ciclo limite)
C
p
aC L
TTc 12121
;
C
pp
aC L
TTcTTc 1'212 '121211
imponendo '1212 pp cc
C
p
aC L
TTc '221211
e supponendo ancora a titolo di semplificazione dei passaggi '2212 pp cc si ha:
1
1'
1' 3'2
aC
C
b
speso LQQ
che fornisce:
aC
aC
C
C
aTmTaCmCC
TamTb
LQ
L
L
LT
1'
1
3'2
essendo: 31'2'4 TTTT 3
'4
'2
1
T
T
T
T
T
s
p2
p1
1
2'
2
52
'2
3
'2
1'2
3
43
1'2
43
1
1
1'2
'34
1'2
'34
T
T
T
TTc
T
TTc
TTc
TTc
L
L
p
p
p
p
C
T
aC
aC
C
aTmTaCmC
aTmTb
L
Q
T
T
1'
1
3'2
'2
3
0 se aTmTaCmCT
T
1
'2
3 e quindi per ogni valore di 3T esiste un valore di '2T e quindi di (tenen-
do conto anche però dei diversi rendimenti) per il quale il rendimento globale del ciclo si annulla.
1
1
3
0
aTmTaCmC
T
T
La funzione ha quindi un massimo.
Per 0 si verifica che il calore di irreversibilità più quello sottratto eguaglia quello introdotto. Ciò avviene al
crescere di a parità di P perché con decresce aC .
aCmC
p
paTmT
TcTcL
1
11
3
0L per
11 13 TcTc ppaCmCaTmT
e cioè
1
1
1
3
T
TaCmCaTmT
Supposto costante o, uguale punto per punto
pc
g
0,4
0,3
0,2
0,1
13 11 9 7 5 3 1
95,0p
85,0p
75,0p
Lu
40
30
20
10
T3=1000 K
T2=288 K
96,0b
98,0m
Lu
kg
kcal
53
0L se 1 e
1
1
3
aTmTaCmC
T
T
maxL per
2
1
1
3
aTmTaCmC
T
T
Nel caso reale L ammette un massimo per valori di inferiori rispetto al caso ideale per effetto del pro-
dotto dei rendimenti meccanici e adiabatici del compressore e della turbina.
2
1
1
3
max,T
TLid
Dal lavoro massico dipende la portata d’aria per unità di potenza prodotta.
Il valore della temperatura 3T ha una gran-
dissima influenza nel ciclo reale.
Quanto minore è il rendimento politropico
(supposto uguale per la turbina e compressore)
tanto più elevata è la temperatura cui corrispon-
de il valore 0 ; tanto più si sposta verso de-
stra l’origine della curva.
Compatibilmente con la resistenza dei ma-
teriali l’incremento di 3T comporta notevoli in-
crementi del rendimento (con legge dipendente
da 3T stessa e da 'Q ) e del lavoro utile, diretta-
mente proporzionale a 3T , soprattutto per bassi
valori di p .
Effetti delle irreversibilità sul calore da in-
trodurre e sul calore da sottrarre.
imponendo mCaCC
mTaTT
Si può ricavare un’altra espressione per data da ilr dove:
l rendimento limite
i rendimento interno del ciclo, che, naturalmente, dipende da C e T .
g
0,4
0,3
0,2
0,1
1400 1200 1000 800 600
95,0p
85,0p
75,0p
80
60
40
20
3T
T1=288 K
8
Lu
kg
kcal
0
g
Lu
54
Supponendo, per semplicità, pc = cost, si ha:
11l ;
23
'23'23
23 TT
TT
LL
LL
LL
TTc
TTc
LL
ClTl
CrTr
ClTl
p
p
CrTr
l
ri
definendo Cr
Cl
CL
L ;
Tl
TrT
L
L ;
23
'23
TT
TT
Tl
Cl
CT
C
Tl
Cl
Tl
Cl
CT
CClTl
C
Cl
TlT
i
L
L
L
L
L
L
LL
LL
1
11
1
Tl
Cl
CT
C
lir
L
L1
11
11
rb ;
3
1
3
2
3
4
2
1
3
2
43
12
43
12
1
1
T
T
T
T
T
T
T
T
T
T
TT
TT
TTc
TTc
L
L
p
p
Tl
Cl
3
11
11
11
T
TTC
C
r
I
II
Il termine I è una funzione crescente di mentre il termine II è una funzione decrescente di .
1
l
i r
1
55
19. CICLI A COMPRESSIONE INTERREFRIGERATA.
Impossibilità di effettuare una refrigerazione continua.
vdp si riduce per la riduzione di v con T .
19.1 CASO TEORICO.
In tal caso il rendimento risultante dei due cicli virtuali è:
III
III
IIIQQ
L
,
,
Senz’altro inferiore a quello del solo II ciclo se si fa il confronto dei rendimenti I ed
II al variare di (ca-
so limite).
19.2 CASO REALE.
Il ciclo virtuale aggiunto presenta una fase di espansione ad entropia decrescente.
Supponendo identici i rendimenti politropici delle due fasi 3-4 e 2-5 e isobare 4-5 e 3-2, se si trasla l’isobara
passante per 3-2 (gas perfetto3) sino ad avere 2 in 2* e 3 in 3*
alla stessa entropia rispettivamente di 5 e di 4 ( possibile solo a
rigore, considerando il gas perfetto per la dipendenza di pc da
T e p ), si ha un ciclo ideale equivalente a quello reale con e-
spansione virtuale.
3 Nel piano T, s, per un gas ideale, le isobare sono costituite da linee sovrapponibili, ottenute per traslazione l’una dall’altra di uno
scarto isoentropico dipendente dal rapporto delle pressioni delle isobare. Tale considerazione vale anche per un gas perfetto
( )(Tfc p ). Non vale, invece, per i gas perfetti che ogni isobara sia ottenibile da quella di riferimento i cui punti vengono moltipli-
cati per
k
k
rifp
p
1
.
4
3 3*
5
2 2*
T
s
56
2
5
1
2
5
1
3
4
3
4
T
T
p
p
p
p
T
T m
m
m
m
da cui 4
5
3
2
T
T
T
T e quindi
4
5
45 lnT
Tcss p
per cui 3* e 2* giacciono sulla stessa isobara ed essendo le 23mT e *3*2mT uguali, risultano uguali i rendimenti dei
due cicli, essendo l’indice di reversibilità 1 .
Il del ciclo limite equivalente al ciclo aggiunto è maggiore di quello reale.
Per ottimizzare del ciclo aggiunto virtuale devo tener conto del prodotto IIII Q , perché se II è elevato ma
è IIQ molto piccolo, in definitiva l’apporto non è significativo.
In ogni caso, da un punto di vista impiantistico, gli inconvenienti maggiori sono legati alla presenza degli in-
terrefrigeratori che, oltre a richiedere notevoli portate di refrigerante (in genere acqua), che vanificano uno dei
vantaggi delle T.G. a circuito aperto, di poter funzionare in ambienti anche poveri di risorse idriche, introduco-
no ulteriori perdite di carico ed una maggiore complessità e costi di realizzazione, insieme con una notevole ri-
duzione delle caratteristiche di compattezza di questi impianti.
1 IIl
Ir
III
IIIIII
mQQ
eff vir tot ott con inter ott 1 0
T
s
a) b) c)
57
19.3 CALCOLO DEL DI INTERREFRIGERAZIONE E DI min,CL NEL CASO IDEALE.
21
In entrambi i casi non si ha un aumento di lavoro utile, si deve avere quindi un massimo del lavoro utile. Il
massimo aumento di uL si avrà per quel valore di 1 che rende minimo il lavoro di compressione. Imponendo a
fine interrefrigerazione 1TT .
1
11121111121''121 2TcTTTTcTTcTTcLLL ppppCCC
01
1
1
11
1
Tcd
dLp
C 1
1
1
1
1
1
1
1
2
1 1
Relazione, quest’ultima, che individua il valore ottimale di 1 che minimizza il lavoro di compressione.
T
s
''11
11
2
T
s
''12
12
1
58
20. CICLI CON RICOMBUSTIONE.
Nel caso di cicli a combustione interna il massimo delle ricombustioni va necessariamente considerato
in relazione alla quantità d’aria che è necessaria per realizzare le combustioni che si susseguono.
Per quanto concerne il ciclo ideale valgono le stesse considerazioni espresse per i cicli interrefrigerati.
Per i cicli reali è da sottolineare che il rendimento del ciclo addizionale è funzione della temperatura in-
termedia e, quindi, dei rapporti di espansione intermedi.
Il rendimento del ciclo addizionale (in questo caso ottenuto con due ricombustioni) è:
b
pp
pppmT
add TTcTTc
TTcTTcTTc
''4''3'4'3
'44''4''3'4'3
''4''3'3'4
'44''4''3'3'4
T
s
1
2
3 '3
'4
''3
'4 ''4 4
''4
59
21. CICLI CON RIGENERAZIONE.
Un “difetto” termodinamico del ciclo Brayton per T.G. è costituito dalle variazioni di temperatura del fluido
durante le fasi di riscaldamento e di raffreddamento. Tale circostanza costituisce un impedimento al raggiungi-
mento di elevati valori di rendimento in quanto obbliga il ciclo termodinamico ad essere poco distanziato tra la
sorgente calda e la sorgente fredda.
TOT
Q
s
sf
1
'
'1
f
s
T
T
Supponendo che la 3T sia, come usualmente è, pari a circa 1200K, per un valore di 1T =300K il rendimento
del ciclo di Carnot sarebbe:
75,013
1 T
TCarnot
Il calore introdotto nel ciclo Brayton, comincia ad essere scambiato, a fine fase di compressione, a temperatu-
re molto basse (intorno ai 400°C).
Da tali considerazioni, valide anche per la fase di cessione del calore che inizia a temperature relativamente
alte, deriva la possibilità di eliminare quelle parti di scambio termico dannose per il rendimento:
1. cessione di calore al fluido appena dopo la fase di compressione;
2. raffreddamento del fluido appena dopo la fase di espansione.
La possibilità di effettuare la rigenerazione è, tuttavia, legata al rapporto di compressione del ciclo.
fQs
TOTs
T
s
1
2 4
3
60
La rigenerazione consente di utilizzare contenuti entalpici ormai perduti alla conversione in energia meccani-
ca.
21.1. ANALISI DEL CICLO IDEALE O LIMITE.
Equivalenza tra un ciclo semplice rigenerativo ed un
ciclo semplice a rapporto di compressione maggiore
2
12635 ln
p
pRssss
2365 ssss
Per la congruenza delle isobare il tratto 6-1 traslato
giace su di una isobara. Le quantità di calore entrante
eQ' ed uscente uQ sono le medesime.
Aumento del distanziamento del-
le temperature medie al diminui-
re di
T
s
1
2
3
4
5
6
T
s
1
2
3
4
5
6 6*
1*
432 ppp
561 ppp
uQ *uQ
eQ'
*uQ *uQ
uQ
uQ uQ
eQ' eQ'
eQ'
RIGQ
RIGQ
1
2
3
4
5
6
61
4
5
2
1
T
T
T
T
Il rendimento del ciclo semplice ideale è una funzione crescente di :
Tale espressione descrive il rendimento di un ciclo ideale semplice rigenerativo in funzione del rapporto tra
gli estremi di temperatura 4
1
T
T del ciclo e del rapporto di compressione. Confrontando tale espressione con quella
nota del ciclo ideale semplice
1
1idsi riconosce che il rendimento ideale del ciclo rigenerativo ha un an-
damento funzionale rispetto a del tipo opposto, infatti Rid , è crescente al diminuire di , sino al valore:
4
1, 1
T
TRid valido per 1
che coincide con il rendimento di Carnot.
La rigenerazione è effettuabile sino a valori di essendo
2
1
1
4
T
Tcoincidente con le condizioni di
massimo valore del lavoro massico.
4
1
41
12
4
5
2
1
4
6
4
5
2
1
34
16, 1
1
1
1
1
1
111T
T
TT
TT
T
T
T
T
T
T
T
T
T
T
TT
TT
Q
Q
e
uRid
62
Si noti che per un certo valore del rendimento idRid , si determinano i due valori del rapporto di
compressione 1 e
2 con 2 >
1 cui corrisponde lo stesso valore del lavoro massico Ridid LL , ;
Il rendimento del ciclo rigenerativo ideale è funzione oltre che di anche della temperatura massima
del ciclo;
All’aumentare della temperatura massima aumenta il valore di che realizza l’eguaglianza tra la
temperatura in uscita dal compressore e quella in ingresso alla turbina.
Rid , id
1
max4T cost
L
1
2
63
Per 1 il ciclo Joule rigenerato può essere assi-
milato al segmento A-3.
La rigenerazione è quindi molto vantaggiosa per gli
impianti fissi di generazione di potenza meccanica
per i quali la semplificazione dei componenti di
maggior costo (turbina e compressore) costituisce
un notevole risparmio. Con tale pratica si ottiene,
da un punto di vista termodinamico, il desiderato di
stanziamento dei livelli termici di entrata ed uscita
del calore con componenti statici (scambiatori) an-
ziché dinamici (turbocomponenti).
43
21 A
T
s
Tmax
0.1
0.2
0.3
0.4
0.5
0.6
0.7
0.8
0.9
0 1 5 10 15 20 25 30
id
64
21.2. CICLO IDEALE SEMPLICE PARZIALMENTE RIGENERATO.
Si è sinora supposto che lo scambiatore termico destinato alla rigenerazione sia in grado di innalzare la tempe-
ratura del fluido compresso al livello della temperatura del fluido uscente dalla turbina.
Si definisce efficienza della rigenerazione:
25
*65
65
*65
TT
TT
TT
TTR
Tale efficienza, avendo considerato pc cost, può essere interpretata come il rapporto tra il calore scamiato
con il rigeneratore e quello scambiabile in controcorrente e con superficie di scambio infinita se 6T coincidesse
con 2T e 3T con 5T .
Si può definire il calore entrante nel ciclo a rigenerazione parziale epQ :
eeReReeRep QRRQQQRQQ )1())(1(
eQ = calore entrante senza rigenerazione
eRQ =calore entrante con rigenerazione totale 1R
RRRL
QR
L
L
idRidid
e
id
eRep
idpid
111
1
1
1
,
,
RRidRidpid
1111
,,
Il reciproco del rendimento del ciclo semplice a rigenerazione parziale è pari alla somma pesata dei reciproci
dei rendimenti dei cicli ideali a rigenerazione totale e nulla aventi come pesi l’efficienza R della rigenerazione.
1
1
14
1
1
,
R
T
T
Rpid
RT
TR
T
T
pid
111
1
11
1
4
1
4
1
,
T
s
1
2
3
4
5
6 6*
3*
65
Per 1 , 0, pid
Per
2
1
1
4
T
T,
4
1, 1
T
Tpid
ed i vari rendimenti coincidono
Si può dimostrare che per 5,0R le curve di pid , presentano un massimo. Per 5,0R un incremento di fa
aumentare sia il rendimento che il lavoro massico.
A titolo di esempio si può vedere che per 4.0id occorre che sia 3.6 per il ciclo semplice, mentre con
rigenerazione parziale con efficienza 6.0R , il valore di scende a circa 2.95.
21.3. CICLO SEMPLICE REALE CON RIGENERAZIONE.
Per giungere ad una espressione del rendimento del ciclo reale con rigenerazione, occorre ricavare in forma
diversa i rendimento del ciclo ideale con rigenerazione.
Con riferimento alla figura:
232434 TTcTTcTTcQ pppeR
essendo 25
23
25
65
TT
TT
TT
TTR
T
s
1
2
3*
4
5
6* 6
3
4
11T
T id
1
0R
1R
R
2
1
1
4
T
T 1
Noto 1T , vale per un assegnato valore di
4T
66
111
4142524 TRcTcT
TRcTTcTTRcTTcQ ppppppeR
1
4
T
T
R
RTcRRTcRTc ppp 11111
1
111
11 1141254
TcTcTcTTcTTcL pppppu
da cui
RRQ
L
eR
u
pid
11
11
1
,
che, si vede, per 0R fornisce:
11, idpid
Analizzando l’espressione così scritta si può anche vedere che dipende da 4T e non da R , per cui le curve a
diverso valore di R incontrano nello stesso punto la curva di id in assenza di rigenerazione.
Dall’espressione di pid , , introducendo il rendimento di turbina Tpol , e del compressore Cpol , si ottiene con
semplici passaggi.
Cpol
Tpol
Cpol
Tpol
RR
pr
,
,
,
,
11
11
1
,
67
Per 1 ed 1R si ha la forma indeterminata 0
0che, applicando il teorema di De L’Hospîtal diventa:
CpolTpol
rT
TR
,,4
1 111,1
È da notare che nel caso reale si introducono, con la presenza di scambiatori rigenerativi, maggiori perdite di-
stribuite in numerosi componenti tra l’uscita del compressore e lo scarico nell’atmosfera (circuito aperto).
La curva dei rendimenti reali, a causa dei rendimenti di turbina e compressore, a parità di efficienza della ri-
generazione, presentano un massimo più accentuato, confluendo tutte in un punto più basso rispetto all’analogo
corrispondente al ciclo ideale. Ciò avviene soprattutto al crescere di 4T .
id
0R
9.0R
1
0R
8.0R
6.0R 9.0R
8.0R
6.0R
KT 10734
KT 15734
0.4
0.6
0.5
68
22. CICLI A COMPRESSIONE INTERREFRIGERATA E RIGENERAZIONE.
Il principale inconveniente della interrefrigerazione, che ne limita la convenienza, consiste nell’aumento del
calore introdotto e, di conseguenza, nell’avvicinamento delle temperature medie di adduzione e di sottrazione
del calore. Operando al contempo con uno scambio di calore per rigenerazione non si ha, viceversa, un aumento
del calore introdotto.
In tal modo, a parità di eQ ed TL , il massimo lavo-
ro utile ed il massimo rendimento si conseguono
minimizzando il lavoro di compressione CL .
Scartando l’ipotesi astratta di compressione isoter-
ma, la minimizzazione del lavoro di compressione
si riduce al problema di trovare il minimo della
sommatoria:
N
n
CnC LL1
11
1
n
N
n
pC TcL
Avendo imposto che al termine di ogni interrefrigerazione si raggiunga la medesima temperatura 1T , essendo
N
n
n
1
Il risultato si ottiene con l’eguaglianza di tutti i termini 1n il che impone che:
Nn
Nel caso reale, assumendo per tutti i compressori il medesimo valore dell’indice m di compressione politro-
pica si ha:
1
1
1
1
1
,m
m
n
N
n
p
N
n
nCrCr TcLL
N
n
n
1
Che conduce all’identica conclusione, anche nel caso reale, di: Nn
1* 1
2*
2
3 5
6
69
23. CICLI RIGENERATIVI CON INTERREFRIGERAZIONE E RICOMBUSTIONE.
Le interrefrigerazioni diminuiscono il lavoro di compressione, mentre le ricombustioni aumentano il
lavoro di espansione, incrementando, in definitiva, il lavoro massico;
La rigenerazione confina gli scambi termici del fluido di lavoro con le sorgenti esterne ai livelli termi-
ci superiori e inferiori del ciclo, distanziando termodinamicamente l’interazione termica con l’esterno;
La rigenerazione si avvantaggia infatti, sia del minor valore della temperatura di fine compressione,
che del maggior valore della temperatura di fine espansione;
Vi è tuttavia una complicazione impiantistica che è giustificabile solo in impianti di tipo fisso;
Il distanziamento delle temperature modifica ovviamente il valore del rapporto di compressione limite,
per ogni maxT , perché la rigenerazione sia conveniente.
Qe
Qu
1
2
3 4
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