acustica motoarelor turboreactoare cu dublu flux dragan valeriu 2009

Acustica motoarelor turboreactoare cu

dublu flux

Ing.aero.Valeriu Drăgan

Bucureşti 2009

ISBN:978-973-0-07046-0

ilustraţia coperţii: Valeriu Drăgan

Acustica motoarelor turboreactoare cu dublu flux

Cuprins:

1.Noţiuni de aero-acustică şi biomecanica sunetului 1

1.1. Definiţii pentru mărimile studiate 1-4

1.2 Perceperea sunetului de către organismul uman 4-6

1.3. Atenuarea atmosferică 6-8

1.4. Elemente de aeroacustică 8-10

1.5. Zgomotul rezultat din interactiunea fluxurilor MTR-DF 10

2.Programul JADE- Jet Acoustic Digital Engineering 11

2.1. Simularea hărţii de zgomot aeroportuare 12-14

2.2. Acustica ventilatorului 14-

2.2.1. Determinarea numărului de pale pentru stator 14-16

2.2.2. Dimensionarea dispozitivului de admisie Kazin 16

2.2.3. Tuburile Herschel-Quinke 17-19

2.2.4. Unghiurile statorului 19

2.2.5. Varierea unghiului de incidenţă a palelor 20

2.2.6. Analiza spectrală 21

2.2.7. Zgomotul produs de compresor 23

2.2.8. Propunere pentru îmbunătăţirea metodologiei de alegere a numărului

de pale de stator 24-25

2.2.9. Rezonatorii Helmholtz 26

2.3. Zgomotul de interacţiunea fluxurilor 30

2.4. Zgomotul produs de camera de ardere 33

2.5. Zgomotul produs de turbină 36

2.6. Rezultatele obţinute 41

3.Utilizarea chevroanelor

3.1. Generalităţi 47

3.2. Proiectarea chevroanelor cu perete central “rinocer” 50

3.3. Determinarea dimensiunilor chevroanelor pentru nacela GEnX 58

3.4. Influenţa parametrilor geometrici ai chevroanelor 64

3.5. Interacţiunea chevroanelor cu pilonul motorului 70

3.6. Chevroane cu imersare variabilă-NiTinol 74

3.7. Chevroane fluide şi pulsatorii 79

4.Anexe

4.1. Mixere de aer 82

4.2. Plasarea motoarelor deasupra aripii 88

4.3. Dispozitivul de evacuare bluebell şi chisel (Seiner şi Gilinsky) 89

4.4. Atenuarea activă a zgomotului prin mijloace electronice 92

4.5. Diverse invenţii din stadiul tehnicii 95

Explicitarea scopurilor şi contribuţiilor personale:

Prezenta lucrare avea ca scopuri iniţiale determinarea unor metodologii de calcul pentru

nivelul de zgomot din diversele surse ale turbomotoarelor dublu flux, pe de alta parte, se dorea

efetuarea unui studiu parametric asupra chevroanelor.

S-a renuntat la aceste două scopuri iniţiale, ele fiind deja descrise în literatura de

specialitate.

În schimb, atenţia a fost direcţionată către eliminarea principalului motiv pentru ne-

utilizarea chevroanelor pe scară largă: ineficienţa aerodinamică.

Acest scop a fost atins prin introducerea unui chevron cu perete central, rezultatele iniţiale

fiind incurajatoare, aplicaţia pretându-se atât ajutajelor cât şi porţiunii superioare a bordului de

fugă pentru palele de ventilator (existând şi studii care propun plasarea chevroanelor acolo).

Alte două obiective atinse sunt: determinarea unui algoritm pentru calculul numarului de

pale de stator pentru ventilator şi realizarea aplicaţiei JADE (Jet Acoustic Digital Engineering)

care tratează problematica acusticii turbomotoarelor şi realizarea harţilor de zgomot.

Contribuţiile personale aduse studiului zgomotului produs de motoarele turboreactoare

sunt chevronul cu perete central şi metoda complementară pentru determinarea numărului optim

de pale pentru statorul ventilatorului.

Chevronul cu perete despartitor vine ca o soluţie pentru problema pierderilor

aerodinamice generate de chevroane. Sunt cunoscute şi analizate variantele chevroanelor cu

inserţii de materiale metalice cu memorie (nitinol) şi cea a chevroanelor fluide, pulsatorii.

Ambele variante de chevroane prezintă avantaje de ordin aerodinamic însă fiecare

prezintă şi dezavantajele urmatoare: chevroanele cu nitinol sunt supuse unui proces de degradare

a calităţilor termo-mecanice, necesitând re-programări pentru a se menţine în stare operaţională;

chevroanele fluide şi pulsatorii necesită instalaţii de comprimare, actuatori şi conducte de mare

presiune, instalaţii care sunt masive.

Prin comparaţie, chevroanele cu perete desparţitor sunt uşor de fabricat, pot fi utilizate în

mod egal de orice configuraţie de chevron, fiind testate la chevroane triunghiulare cu parametrii

similari celor care echipează nacelele motoarelor aeronavei B787.

Studiul traiectoriilor, al distributiei de viteză şi a energiei cinetice turbulente indică în

mod evident îmbunătăţiri la capitolul pierderi aerodinamice. În plus, la chevroanele cu perete

despărţitor am putut sesiza o tendinţă de turbionare mai ”curată”, sporind astfel eficacitatea

acestor dispozitive.

Pentru metodologia de determinare a numarului de pale de stator se pot folosi două

variante premergatoare: Tyler-Sofrin sau Gliebe-Ho, oricare dintre ele fiind complementară

metodei propuse. Complementaritatea reiese din modul de abordare, i.e. în abordarile anterioare

se ia în considerare doar popagarea modului acustic în conducta de ocolire, varianta propusa ia în

considerare –într-un mod mai simplist- numarul de surse sonore care emit simultan.

Este evident că în cazul unui cuplu V/B, numărul de surse (de perechi de pale) care emit

simultan este egal cu cel mai mare divizor comun. Astfel, în cazul în care V şi B ar fi numere

prime între ele, numărul de surse ar fi egal cu unitatea. Metoda este vulnerabilă doar prin prisma

tendinţei de omogenizare a câmpului de presiune provenit de la rotor pe distanţa dintre acesta şi

stator.

În pofida tendinţei actuale de distanţare a statorului, este cunoscut faptul că aceasta va

conduce la scăderea eficienţei aerodinamice a treptei de ventilator, ca atare, propunerea mea, deşi

nu este complementara tendinţelor actuale, poate permite apropierea statorului de rotor fără a

realiza vreun compromis acustic în scopul obţinerii unei eficiente mai bune din punct de vedere

aerodinamic.

Mai mult, la ora actuală există o serie întreagă de proiecte care propun un ventilator cu

două trepte contra-rotative apropiate (SNECMA-VITAL). Cele două rotoare vor trebui să aibă un

număr apropiat de pale şi să fie dispuse la distanţe mici. Drept urmare, metoda propusă se

pretează aplicaţiei, care altminteri ar avea o caracteristică acustică foarte slabă.

În fine, aplicaţia computerizată propusă urmareşte problematica zgomotului MTR-DF din

două unghiuri complementare: abordarea simplistă pe bază de formule empirice şi semi-empirice,

pentru situaţiile în care parametrii motorului sunt încă în stadiul de schiţă (ori necunoscuţi celui

care comandă analiza); complementar există şi varianta unei analize aeroacustice folosind

ecuaţiile consacrate domeniului.

Pentru varianta de analiză aeroacustică sunt utilizate ecuaţiile lui Sir C.Lighthill,

Proudman şi Lilley. Introducerea datelor se poate face sub forma de tabel, modulul folosit de

aplicaţia JADE fiind compatibil cu MS Excel.

În exemplul studiat în aceasta lucrare, este evaluat SPL-ul unui ajutaj chevronat de tipul

celui utilizat de GEnX, cu toate acestea, programul poate fi aplicat oricarui aranjament

aerodinamic, atâta timp cât analiza aerodinamică este realizată, putându-se exporta datele de

intrare necesare calcului. JADE nu se constituie într-un program de calcul aerodinamic CFD,

fiind doar un mijloc de prelucrare/analiză a datelor importate dintr-un asemenea program.

Valeriu Drăgan _____________________________________________________________2009

1

1.Noţiuni de aero-acustică şi biomecanica sunetului

Sunetul este reprezentat de manifestarea percepută a unei unde mecanice. Pentru a putea studia efectele sunetului asupra organismului uman sunt necesare urmatoarele definiţii şi precizari; lucrarea de faţă va lua în considerare numai efectele zgomotului fără a studia şi celelalte efecte asupra organismului uman produse de oscilatiile mecanice de joasă frecvenţă cu toate că acestea merita atenţie. Presiunea sonoră este acea abatere de la presiunea ambinantă masurată înaintea producerii undelor sonore în cauză. Unitatea de masură pentru presiunea sonorăa este Pascalul. Presiunea sonoră efectivă este abaterea pătratică medie de la presiunea ambiantă cauzată de undele sonore. Viteza acustică a unei particule este o măsură complementară presiunii sonore; în cazul undelor sonore cu amplitudine mică, raportul dintre presiunea sonoră şi viteza acustică a particulei este egală cu impedanţa acustică. Produsul dintre viteza acustică şi presiunea acustică este egală cu intensitaea sunetului. Nivelul presiunii sonore1 (SPL) este o funcţie care variază logaritmic cu presiunea sonoră efectivă – se masoară în W/m^2 pe o scară logaritmică (decibeli dB).

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= 2

2

10log10ref

P PPL = ⎟

⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

refPP

10log20

unde P reprezintă presiunea sonoră efectivă studiată iar P_ref reprezintă presiunea de referinţă care este aporoximativ egală cu 20µPa. Presiunea sonoră este invers proporţională cu distanţa faţăde sursa sonoră (a nu se confunda cu intensitatea sonoră care este invers proportională cu patratul distanţei faţă de sursă). Presiunea sonoră masoară raportul dintre o forţa şi o suprafaţa (fiind aşadar o marime vectorială) spre deosebire de nivelul presiunii raportul dintre o putere şi o suprafaţă.

1 în pofida barbarismului, abrevierile în ceea ce priveşte mărimile măsurate vor fi păstrate în aceeaşi formă ca în limba engleză; se consideră ca aceasta, fiind limba oficială ICAO(OACI), înlesneşte cititorului integrarea notiunilor culese din alte surse.

2

Pentru a determina SPL pentru un numar n, oarecare, de surse sonore coerente (din punct de vedere ondulatoriu) se poate folosi formula:

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Σ= =

2

110log10ref

initotal P

PL = ⎟

⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛Σ =

ref

ini P

P110log20

10

2

10iL

ref

i

PP

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

De punctat este faptul ca indiferent care ar fi intensitatea unei surse sonore, SPL-ul a două surse indentice va fi cu 3dB mai mare. în cazul unei surse cu amplitudinea dubla, SPL-ul va fi cu 6dB mai mare (fapt care poate fi de multe ori contra-intuitiv). Presiunea de referinţă este 10^-12 Pa. Amplitudinea particulei este reprezentată de deplasarea unei particule ca urmare a interactiunii cu o undă sonoră [ξ]=m.

∫=t

vdtξ unde v reprezinta viteza acustică a particulei respective Există un numar destul de mare de expresii matematice pentru a defini pe larg aceasta marime însă pentru scopul actualei lucrări este în special utilă urmatoarea:

∫=t

pdtZ1ξ = 2ωω

cv= unde Z reprezinta impedanta acustica, ω este

pulsaţia undei iar c viteza sunetului în mediul respectiv. Impedanţa acustică (impedanta sonoră sau impedanţa caracteristică) reprezintă raportul dintre presiunea sonoră efectiva şi produsul dintre viteza acusticăşi aria suprafeţei în cauză.

vAPZ = unde A reprezintă aria suprafeţei

vPZAz == reprezintă impedanţa acustică specifică

cZ ⋅= ρ0 impedanţa caracteristică a mediului, ρ fiind densitatea iar c viteza sunetului. Impedanţa complexă este folosită pentru a lua în calcul relaţia de legatură dintre faza undei şi viteza acustică. iXRZ += R şi X fiind componentele rezistive şi reactiva -respectiv

3

Aceste doua componente sunt deosebit de importante deoarece ele privesc inclusiv fenomenele energetice asociate propagarii undelor sonore. Partea rezistivă a impedanţei este cea care insumează pierderile de energie prin fenomene termice, vibraţii ale diverselor corpuri întalnite, fenomene de vâscozitate şi interacţiunii cu stratul limită. Pe de alta parte, componenta reactivă însumează efectele elastice ale gazului sau mediului de propagare.

Impedanţa de fază : ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=∠ −

RXZ 1tan

Intensitatea sonoră este definită ca fiind raportul dintre Puterea sonoră şi aria suprafeţei în cauză. Intensitatea este o mărime vectorială pentru care direcţia de propagare se consideră a fi direcţia medie a fluxului de energie sonoră. [I]=W/m^2

dttvtPT

IT

inst )()(1

0

⋅= ∫

T reprezinta intervalul de timp în care se masoara intensitatea P_inst = presiunea sonoră instantanee v(t) fiind viteza acustică a particulei de gaz

ρωξ EI == 22

unde E reprezintă densitatea energiei sonore

Puterea sonoră (SWL) măsoară fluxul de energie acustică per perioada de timp. W_0 = 0dB =10^(-12)W fiind Puterea de referinta

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

refW W

WL 10log10 ; SWL=SPL+ ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

0

2

104log10Srπ

la distanţa r cu S_0=1m^2

2

2 Se poate observa tendinţa de supradefinire a anumitor concepte de bază, aceasta tendinţă este motivată de dorinţa de a accentua anumite rapoarte de proportionalitate dintre respectivele concepte din acustică.

Influenţa temperaturii °C c (m/s) ρ (kg/m³) Z (Pa·s/m)−10 325.2 1.342 436.1 −5 328.3 1.317 432.0 0 331.3 1.292 428.4

+5 334.3 1.269 424.3 +10 337.3 1.247 420.6 +15 340.3 1.225 416.8 +20 343.2 1.204 413.2 +25 346.1 1.184 409.8 +30 349.0 1.165 406.3

4

1.2 Perceperea sunetului de catre organismul uman Datorită conformatiei biologice a sistemului auditiv uman, spectrul real perceput este dependent neliniar de frecvenţă. Astfel, pentru sunetele de joasă intensitate (între 16Hz şi 125Hz) intensitatea pragului de audibilitate este mult mai sus decât în cazul frecvenţelor ridicate. Acest fapt se datoreaza fenomenelor de rezonanţă proprie a urechii interne. Pentru o determinare cat mai corectă şi relevantă asupra influentelor negative legate de zgomot, s-au intocmit asa-numitele curbe izofone (unitatea de masura find fonul). Aceste curbe, ilustrate mai jos, indică dependenţa intensităţii reale de frecvenţă pentru sunete percepute ca fiind de intensitate egală. Studiile intreprinse de Stevens în acustică percepută se bazeaza pe legea Weber-Fechner a percepţiei stimulilor fizici. Ca o precizare suplimentară, prin „nivel de zgomot perceput” se întelege acel nivel de zgomot mediu perceput de persoanele interogate, date fiind anumite sensibilităţi personale, este greu de stabilit sau de trasat o izofonă „corectă”; cu toate acestea, fonul este recunoscut şi standardizat de ISO/TC43(acustică).

fig.1.1 frecvenţele cuprinse între 3-4 kHz sunt cele pentru care urechea internă are cea mai mare sensibilitate-fenomen pus pe seama frecvenţei proprii de rezonanţă a acesteia.

izofone actuale Robinson şi Dadson (1956)-fostul standard

Contururi izofonice

5

fig.1.2 funcţiile de transfer pentru diversele metode de „weigting” dintre care cea mai des utilizata este A funcţia de transfer în domeniul s

kA ≈ 7.39705×109

calculul weighting în functie de frecvenţă

Scara D (D-wheighting) este destinata special zgomotului generat de motoarele de aviaţie fără factor de dubluflux sau cu factor de dubluflux mic în conformitate cu standardul IEC 537. Vârful observabil la ~6 kHz nu face parte din contururile izofone ci este doar expresia percepţiei umane asupra zgomotului faţă de tonalitatile pure-fapt explicabil neuro-acustic.

Pentru aviaţia civila care exploatează avioane echipate cu motoare turboreactoare cu dublu flux, scara A este cea utilizată pentru contururile izofone.

6

1.3. Atenuarea atmosferică Întrucât condiţiile atmosferice sunt foarte importante în ceea ce priveşte atenuarea masică a sunetului, în cele ce urmează sunt prezentate cateva grafice ajutatoare pentru întelegerea acestui fenomen. Factorii care influenţează transmisia sunetului în atmosferă sunt: presiunea, distanţa, umiditatea, temperatura şi viteza vântului (sau viteza aeriană). Deoarece factorii atmosferici depasesc aria asupra careia putem exercita un control semnificativ, nu voi insista asupra fenomenului.

fig.1.3 graficul atenuarii atmosferice la umiditate 50%, presiune de1 atm, la 100 m de sursa Se desprinde concluzia ca atenuarea atmosferică este mai mare cu cât frecvenţa creşte; 2. alura variaţiei în cazul frecvenţelor joase este mai plată.

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

-20 -10 0 10 20 30 40

dB

Celsius

450Hz 500Hz 1000Hz

7

fig.1.4 atenuarea atmosferică în funcţie de umiditatea relativă (20ºC. 1 atm)

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

0 20 40 60 80 100

dB

Umiditate(%)

450Hz 500Hz 1000Hz

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

0 5 10 15 20 25 30

dB

Umiditate (%)

450Hz 500Hz 1000Hz

8

1.4. Elemente de aeroacustică Numărul lui Strouhal

vLSr

υ= unde υ este frecvenţă turbionului

L este lungimea de referinţă (în cazul nostru Diametrul) v este viteza fluxului de gaz Există o dependenţă fizica intre numarul lui Strouhal şi numarul lui Reynolds însă această dependenţă nu serveşte scopului acestei lucrări în forma sa generală. Din studiile realizate anterior se cunoaste faptul ca frecvenţă de vârf a zgomotului radiat de interactiunea fluxurilor corespunde unui număr Stoudhal cuprins între 0,2 şi 0,3. Acesta fiind motivul pentru care, într-un grafic al distribuţiei de putere sonoră în funcţie de numarul Stroudhal, curbele diferitelor fluxuri subsonice vor coincide. Este totuşi necesară realizarea unei corectii, spectrul puterii este corelat pentru o anumită viteză de referintă:

Ecuaţia Lighthill şi Legea “puterii a 8-a”

Aceasta descrie variatia presiunii (sau a densităţii, în functie de modul de exprimare) pentru a determina puterea totală sonoră radiată de o sursă cum este cazul ajutajelor (parcurse de fluide de mare viteză).

dVRcRtyT

pV∫

−−∇∇=

π4

),(

unde p reprezintă presiunea (care variază); T(y, t-R/c) reprezinta tensorul Lighthill cu R=distanta faţă de sursa şi c=viteza sunetului

2

0~),( VvvjiT ji ⋅⋅⋅= ρρ unde V=viteza medie de curgere şi ρ_0=densitatea medie

xL

cVLV

LV

cxp 2

4

032

0

2

2

1141~ ρρπ

=⋅⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅⋅

pentru un ajutaj cu lungimea caracteristica (diametru) L, pe o suprafaţă sferică de rază x

9

Astfel, Intensitatea sonoră radiata este : 2

5

8

0)( ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=xL

cVxI ρ

3 La aceeasi concluzii se poate ajunge şi urmarind variatia densitatii. Pornind de la expresia ecuaţiei Lighthill referitoare la densitate, se ajunge la forma:

xL

cVLV

LV

cxcp 4

4

032

0

2

22

111~ ρρ =⋅⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅⋅

De unde reiese legea proportionalităţii dintre variaţia densităţii în campul radiaţiei sonore şi puterea a patra a numarului Mach (V/c). Intensitatea sonoră este proportională cu produsul dintre formula mai sus menţionată şi (c^3/ρ_0), de unde reiese:

2

5

8

0)( ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛=xL

cVxI ρ

10

1.5. Zgomotul rezultat din interacţiunea fluxurilor motorului Mecanismul prin care are loc emiterea zgomotului prin interacţiunea dintre fluxurile turbomotoarelor are la bază generarea şi evoluţia turbulentelor. În genere, energia cinetică a vârtejurilor este continută de structuri vorticulare de mari dimensiuni, aceste structuri mari se transformă apoi -prin mecanisme inviscide şi inerţiale- în structuri de dimensiuni mai mici. Procesul de “cascadă” continuă până când, la o anumită dimensiune, are loc difuzia moleculară iar energia cinetică este consumată. Respectiva dimeniune se calculeaza ca fiind lungimea Kolmogorov.

Radacina puterii a 4-a din raportul dintre cubul vascozitatii cinematice şi disiparea medie a energiei cinetice per unitatea de masă. În ceea ce priveşte cazul nostru ( şi multe alte fenomene fizice naturale), procesul se petrece în sens invers, adică formaţiunile vorticulare mici cresc în dimensiune, efectul fiind numit cascadă energetică inversată.

Fig.1.5 Distanţa la care se formează vârtejurile generatoare de zgomot MTR-DF separate Instabilitatea Kelvin-Helmholtz este tipul de instabilitate care generează turbioanele reprezentate în figura de mai sus. Aceasta instabilitate, caracteristică pentru fenomenologia zgomotului prin interactiunea fluxurilor, apare din cauza diferenţei de viteză dintre cele două fluxuri (nefiind nevoie nici măcar de o diferenţă de densitate!)

regiunea de unde radiază cel mai mult din zgomotul perceptibil

11

2.Programul JADE- Jet Acoustic Digital Engineering

Scopuri:

A.Studiu aeroportuar

1.Simularea efectului diverselor aeronave asupra hărţii de zgomot în jurul unui aeroport

2.Întocmirea de hărţi de zgmot zilnice în baza numărului, tipului şi versiunii de

motorizare ale aeronavelor care operează în ziua respectivă // Inclusiv penalizarile pe caz de

noapte.// posibilitate de actualizare a normelor ICAO.

B.Ventilator:

3.Estimarea spectrului de frecvenţă şi ilustrarea graficului SPL (υ) pentru turboventilator.

4. Dimensionarea rezonatorilor Helmholtz pentru primele frecvenţe armonice ale

ventilatorului

5.Dimensionarea tuburilor Herschel-Quinke pentru carcasa ventilatorului

6.Dimensionarea sistemului de admisie al MTR-DF conform specificatiilor GE Kazin

7.Dimensionarea numarului de pale pentru statorul ventilatorului: Tyler-Sofrin; Gliebe-

Ho; propunere proprie pentru îmbunătăţire;

C. Jet

14.Determinarea SPL Lighthill; Proudman; Lilley (variante)

15.Dimensionarea mixerului de aer

16. Alegerea tipologiei chevroanelor în funcţie de viteza la iesire C_5

17.Dimensionarea generică a chevroanelor

D. Camera de ardere:

8.Estimarea nivelului general al zgomotului emis de camera de ardere

9. Dimensionarea rezonatorilor Helmholtz pentru C.A.

10. Dimensionarea C.A. λ/4

E. Turbina:

11.Estimarea spectrului emis de turbine (ultimele două trepte)

12. Stabilirea treptei dominante

13.dimensionarea rezonatorilor Helmholtz pentru conul ajutajului

12

A. Studiul aeroportuar:

Conform EASA Part 36.120 sunt definite urmatoarele puncte de măsurarea nivelului

presiunii sonore:

1. Lateral:

Punctul aflat în lateralul centrului pistei, la 450 m faţă de axul acesteia sau de prelungirea

axului, corespunzator poziţiei aeronavei la momentul evoluţiei sale (decolare) în care nivelul

presiunii sonore este maxim.

Nivel acceptat 104 EPNdB pentru MTOW +400 000kg, descrescator logaritmic până la

94 dB pentru 35 000kg după care limita ramane constantă.

2.Survol:

Punctul aflat în prelungirea pistei, la 6500 m de la pragul pistei.

Nivel acceptat:

-2 motoare 101 EPNdB pentru MTOW +385 000, descrescator cu 4 EPNdB la fiecare

înjumătăţire de MTOW până la 89 EPNdB după care limita ramane constantă.

-3motoare: limita superioară de 104 EPNdB pentru +385 000kg MTOW, idem 2 motoare

-4 motoare limita superioară de 106 EPNdB pentru MTOW +385 000 kg, idem 2

motoare.

3. Apropiere:

Punctul aflat la 200 m distanţat de pragul pistei în prelungirea axului. Acesta corespunde

unei altitundini a aeronavei de 120m pentru o pantă de 3º cu capătul aflat la 300 m faţă de pragul

pistei (în zona de aterizare recomandată şi marcată corespunzator).

Nivel acceptat: 105EPNdB pentru MTOW +280 000kg scăzând cu logaritmul masei până la

98EPNdB la 35000 kg după care limita ramane constantă.

Pentru masuratorile efectuate la 15ºC, conform (see JAR 36.160(a)5(ii)), se va adăuga

câte 1EPNdB tuturor măsurătorilor în vederea ajustarii.

13

Conform Part 36.150:

1.Suma abaterilor nu va depăşi 3dB,

2. O singură abatere nu va depăşi 2dB

3. Toate excesele vor fi compensate de celelalte valori măsurate în celelalte puncte.

Conditiile atmosferice ideale conform Part 36.160

Presiune : 1013.25 hPa;

Temperatură +25ºC ( ISA+10ºC)

Poate fi utilizată şi ISA doar în conditiile descrise în paragraful anterior

Umiditate relativă: 70%

Viteza vântului: 0

Acestea vor fi conditiile pentru care IMAT va fi setat să calculeze hărţile de zgomot.

Pentru bibliografie cu privire la valorile acestor parametrii citez documentele:

EASA: TCNSD Jets şi TCNSD Heavy Props, documente care conţin bazele de date cu

masuratorile efectuate asupra tuturor aeronavelor înmatriculate şi certificate pentru a fi operate în

regim de aviaţie comercială de către EASA.

Nivelul final al hărţii de zgomot va fi:

L_dn=nivelul total al zgomotului

L_d=nivelul diurn al zgomotului

L_n=nivelul nocturn (prin reglementări, între 22:00 şi 07:00 se adaugă un plus de 10dB )

14

B. Acustica ventilatorului

Pentru determinarea parametrilor diverselor componente care au un rol în atenuarea

zgomotului trebuie precizate urmatoarele notiuni:

BPF (By Pass Frequency) – reprezintă o frecvenţă proprie rotorului de ventilator numeric

egală cu produsul dintre numărul de pale B şi viteza unghiulară ω. în practică este utilă relaţia:

Unde

B este numărul de pale ale rotorului

Frecvenţele armonice ale BPF sunt multiplii întregi ai acestei frecvenţe.

Modul acustic radiat prin interacţiunea stator-rotor , m, este dat de relaţia:

Unde n este numărul întreg corespunzator frecvenţei armonice a n-a, V este numărul de

pale de stator iar k este un întreg pozitiv sau negativ.

Pala de rotor are o viteză periferică a vârfului R_t care se va regasi ulterior în calculul

numărului optim de pale de stator, numărul Mach periferic M_t este dat de:

Unde N= numărul de rotaţii pe minut (de unde şi numitorul 60); R_t este raza maximă a

palei, c = viteza sunetului locală în canalul de ocolire.

fig.A.1 m=1;2;4; n=0

m=1;2;4; n=2

fig.B modurile radiale (n) şi circuferenţiale (azimutale) (m) pentru o conductă tubulară

15

B1 Determinarea numarului de pale de stator

Notând K raportul optim de evanescenţă al modului studiat,se poate scrie relaţia:

Unde M_a este numarul Mach al aerului din canalul de ocolire.

În practica anterioară, Tyler şi Sofrin ajung la relaţia următoare pentru eliminarea uneia

dintre frecvenţele armonice; numărul de pale de stator este:

Aşadar, pentru a elimina, de exemplu a treia frecvenţă armonică, numarul de pale de

stator ar trebui să fie de 6 ori mai mare decât cel al numarului de pale de rotor. Pentru

ventilatoarele de generaţie nouă- cu B~22, V ar ajunge la valoarea de 132, în mod evident acest

lucru nu poate fi realizat practic.

În brevetul US5169288, Philip Gliebe şi Patrick Ho (G.E.) oferă o nouă strategie pentru

aboradarea acestei probleme: Vor fi căutate punctele care anulează câte două dintre frecvenţele

armonice – chiar dacă în mod incomplet- astfel încât numărul frecvenţelor armonice atenuate să

fie cât mai mare.

Un asemenea cuplaj se realizează egalând ecuaţiile pentru K pentru cele două frecvenţe

armonice vizate. în cazul în care armonicele vizate sunt 2 şi 3, egalitatea se scrie:

de unde:

ridicând la patrat, se ajunge la relaţia:

V/B=(12/5) k în cazul nostru, k=1 asadar K=V/B=12/5=2,4

Aceast calcul arată faptul că, pentru cuplarea diverselor armonice, raportul K este o

constantă.

16

Procedând similar se pot cupla armonicele 1 şi 2, pentru care K=1,33 sau armonicele 1 şi

3 pentru care raportul dintre numărul palelor de stator şi cel al palelor de rotor este K=1,5.

Dacă raportul dintre distanţa de la rotor la stator, S, şi profunzimea corzii palei, C, este

mai mare sau egală cu 1,5 – atunci pot fi cuplate frecvenţele armonice 1 şi 2 sau 1 şi 3, aceasta

pentru că spaţiul S permite pe de o parte atenuarea diferenţelor de presiune dintre extrados şi

intrados iar pe de alta parte, în portiunea intermediară pot fi introduse panouri cu rezonatori

helmholtz, despre care este discutat într-un alt paragraf.

B2 Dimensionarea dispozitivului de admisie după metoda Kazin*

*Inventia lui Kazin (G.E.) vine în continuarea seriei lui J.T. Kutney care propunea

accelerarea aerului prin sistemul de admisie până la viteze transsonice în scopul eliminarii

transmiterii undelor sonore către portiunea frontală a motorului.

Valoarea invenţiei lui Kazin (pe langă celelalte contributii semnificative aduse

domeniului) este aceea că prin metoda sa, pot fi combinate două sisteme de atenuare: cel cu

admisie transsonică şi cel cu panouri de rezonatori helmholtz. Aceste două sisteme fiind foarte

eficiente individual însă incompatibile din punct de vedere acustic şi aerodinamic.

Atenuarea prin accelerare are efecte sensibile deabia începând cu M=0,6.

În urma experimentelor s-a determinat că atât L_t cât şi L_d depind ca extindere (în

lungul canalului de ocolire) de diametrul D al ventilatorului şi de numarul Mach cuprins între

pentru care este proiectat sistemul după cum urmează:

Este precizat în US4049074 (Kazin-G.E.) faptul că o variaţie de până la 10% în

parametrii optimi afectează într-un mod acceptabil parametrii acustici şi aerodinamici; în ceea ce

priveste L_c, recomandarea este de dimensionare considerand masa întregului ansamblu, fără a

se impune o dimensiune maxima, ştiindu-se că un L_c mai mare permite o lungime a pereţilor de

rezonatori helmholtz mai mare, şi deci absorbţia este mai bună.

fig.B.2 Dispozitiv de admisie Kazin conform US4049074

17

B3 Tuburi Herschel-Quincke

Tuburile Herschel Quincke sunt studiate relativ recent în vederea înlocuirii panourilor cu

rezonatori helholtz. Spre deosebire de acestea din urmă, tuburile HQ prezintă unele avantaje cum

ar fi: intensitatea atenuarii este independentă de profunzimea rezonatorului, banda de frecvenţă

în care sunt eficiente este una largă, putând fi dimensionate inclusiv pentru atenuarea zgomotului

de fundal al ventilatorului (care este independent de BPF), pot fi utilizate pentru motoare cu

factor mare de dublu flux, fiind eficiente chiar pentru profunzimi mici ale sistemului de admisie.

Tuburile HQ realizează

atenuarea prin obtinerea unui defazaj

aproximativ de 90º între fazele a două

sunete identice printr-o diferenţă de

drum egală cu jumatate din lungimea de

undă a respectivului ton.

În esenta este vorba despre un

reversor de fază pasiv

fig.B.3 diferenta de drum D-L este egala cu λ/2 = 90º

În vederea micşorării pierderilor aerodinamice în locul orificiilor cu diametrul S sunt

plasate niste placi perforate astfel încât pe de o parte să înlesnească propagarea sunetului iar pe

de alta să nu permită trecerea aerului prin tubul HQ.

Dacă acest lucru s-ar întampla, turbulenţele generate de curgerea aerului prin tubul HQ

nu numai că ar avea efecte negative asupra coeficientului de rezistenţă la înaintare dar ar diminua

aproape total beneficiile acustice ale tubului în sine.

fig.B.4 Tuburi HQ dispuse pe directie axială la adimisia unui MTR DF

Numărul de tuburi HQ necesare:

unde m_D este ordinul modal circumferenţial al ventilatorului (număr intreg +/-)

m_HQ este ordinul modal circumferenţial indus de tuburile HQ

k un întreg pozitiv sau negativ

N_T numărul de tuburi HQ

tub HQ

canal de

ocolire

18

Distanţarea tuburilor (dintre centrele tuburilor)

Aria secţiunii tubului

Distanţa axială optimă faţă de rotorul ventilatorului este dată de Hallez [1] ca fiind ~ 45cm

Lungimea tuburilor HQ

Deşi pentru calculul iniţial al tuburilor HQ se poate folosi raportul de λ/2, practia a

demonstrat că atenuarea maximă nu se produce la frecvenţa de rezonanţă a tuburilor ci imendiat

sub aceasta frecvenţă.

Pentru estimarea frecvenţei se foloseşte ecuaţia urmatoare, ale carei rădăcini reprezintă

frecvenţele de rezonanţă ale tuburilor HQ. Se ia în considerare şi efectul ecranului perforat de la

capetele tubului.

unde:

k=2π/λ(numarul de undă)

c=viteza sunetului

ρ=densitatea

L=lungimea tuburilor

M_ep= masa echivalentă datorată ecranelor perforate

unde

A_tuburi = aria secţiunii tuburilor

a_perforatie= aria perforaţiei (0,75mm)

=suprafaţa expusă (25%)

t_ep=grosimea ecranului (0,75mm)

numarul

de tuburi

BPF

19

Dispunerea în formaţiuni oblice (elicoidale)

Caracteristica unui mod într-un canal cilindric este data de numărul de undă k_t care la

rândul său este compus din doi vectori perpendiculari: k_z (longitudinal) şi k_θ

(circumferenţial).

Cu alte cuvinte, un mod m se va propaga într-un tub cilindric după direcţia unei spirale cu

un unghi α dat de arctg(k_z/k_ θ).

Ca atare a fost formulata ipoteza că dispunerea tuburilor HQ după unghiul de propagare

al modului m ar conduce la o eficacitate mai mare a sistemului. Aceasta ipoteză a fost confirmată

de catre Hallez însă utilizarea unghiului α ca un criteriu dominant în proiectare este încă incert

din punctul de vedere practic.

unde:

M=numarul Mach al fluxului

k_0=numărul de undă ω/c

=inflexiunile funcţiei Bessel de prima speţă şi ordin m

r=raza conductei

m=ordinul modului studiat

B4Unghiurile diedre ale statorului/ stator înclinat

Echipa condusa de Naoki Tsuchiya (Compania Ishikawajima-Harima Heavy Industries)

descrie unul dintre cele mai avansate statoare de ventilator în brevetul US6726445 din 2004.

Descrierea staotrului include unghiurile optime şi toleranţele aproximative ale acestora.

Unghiurile determinate au urmatoarele valori:

θS= +20°

θL= -20° (în apropierea arborelui) [cu mentiunea că pe o porţiune restransă în apropierea

arborelui înclinarea ar trebui sa fie în jurul valorii de 10°]

θL= +10° sau mai mult, fără a depaşi 40° (în apropierea carcasei) [înclinarea ar trebui să

conveargă către valoarea de 30° în porţiunea din imediata apropiere a carcasei]

20

Statorul are o înclinare iniţială (masurată dinspre arbore) negativă faţă de sensul de

rotaţie al rotorului fără a se preciza modul în care se determină locul în care se petrece

schimbarea unghiului de înclinare a statorului.

fig.B.4 diagrama efectului de reducere a PNL în funcţie de unghiurile de înclinare

B5 Varierea unghiului de incidenta al palelor de stator

În vederea diminuarii numarului de surse care emit simultan în interactiunea stator-rotor,

a fost propusa schimbarea cu o fracţiune de grad a unghiurilor de atac ale palelor de stator.

În lucrarea A Review of Automatic Optimisation Applications în Aerodynamic Design of

Turbomachinery Components, S. Shahpar dă urmatoarea relaţie pentru determinarea variaţiei

unghiului de atac pentru fiecare pală:

i=1, N

Problema reducandu-se de la 52 de pale (uzual) cu valori necunoscute la aflarea a doar 15

parametrii: A_0,A_1, B_1...A_n, B_n.

Unghi °

θS

θL

θS+ θL θS

θL

Unghi °

PN

L(d

B)

21

În brevetul EP0870903B1, R.J. Mantzi descrie un rotor de ventilator ale carui pale au

unghiul de atac variabil cu valori cuprinse intre 25,4º şi 26,15º. în urma metodelor descrise de

acesta se poate trasa urmatorul grafic pentru un rotor cu 22 de pale.

B6 Analiza spectrală a zgomotului generat de ventilator

În spectrul sunetelor emise de ventilator (sau de oricare alta componenta cu palete) apar

două tipuri de sunete:

-Tonuri pure (sau aproximativ pure) care reprezinta armonicele frecvenţei de trecere a

palelor de rotor- acestea având nivelul cel mai ridicat;

-Zgomot pe banda largă de frecvenţă, în special dat de interactiunea bordului de atac al

rotorului cu fileurile de aer în partea de admisie.

Pentru tonurile pure, Soderman şi Mort (1983) dau urmatoarea formulă semi-empirică:

Unde:

[măsurate în metri]

f= frecvenţa centrală din bandă studiată cu laţimea de 1/3 octave [Hz] (aplicabil

pentru frecvenţele armonice ale bpf)

N=numărul de rotaţii pe minut

β=unghiul de atac al palei la ¾ din raza acesteia

Organizatia ASHARE da urmatoarea formula semi-empirică pentru nivelul total al

zgomotului produs de ventilator. Aceasta formulă, nefiind specifica pentru aviaţie, ţine cont de

debitul volumic nu de cel masic, se poate face transformarea în funcţie de densitate.

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

0 5 10 15 20 25

R.J.Mantzi

fig.B.5 grafic cu variaţia unghiului

de atac

22

Unde

C_v= 42 (500Hz); 40 (1kHz); 37 (2kHz); 35 (4kHz); 25 (8kHz)

P=creşterea de presiune pe treaptă (în inci coloana de apă)-ajustat in JADE input:[Pa]

BFI(Blade Frequency Increment)= corecţia pentru BPF, se adaugă numai pentru octava

din care face parte bpf. (în genere se consideră 5dB însă exista autori care consideră 6dB)

unde

W=puterea nominală

Aceeaşi formula poate fi aplicată şi compresoarelor centrifugale, BFI pentru diverse

tipuri: cu profil aerodinamic +3dB; cu pală curbată şi înclinată catre înapoi +3dB; radial simplu

între [5;8]dB; curbat către în faţă +2dB.

Deşi studiul de faţă se axeaza pe zgomotul generat de MTR DF, complementar se poate

studia şi formula pentru elice de diametre mari – peste 3,5 metri. Ca factor de marime, elicea

unui ATR-42 are diametrul ~3,9m.

Ca BFI se consideră 5dB

C_e= coeficientul specific elicei, C_e= 48/56 (63Hz); 51/57 (125 Hz); 58/56 (250Hz);

56/55 (500Hz) [elice cu diametrul <3,5 m calculată cu formula generală/elice cu diametrul

>3,5m calculată cu formula de mai sus]

Fenomenul fizic la baza interacţiunii rotor-stator (discuţie eficienţă/reducere zgomot)

În urma actiunii palelor de rotor, curentul de aer este accelerat (având un plus de presiune

dinamică). Din cauza frecarilor cu suprafaţa palei se formeazăa un strat limită de aer care este

frânat, acest strat, la iesirea din rotor are un deficit de viteză faţă de curentul de aer exterior

stratului limită. Această neomogenitate conduce la interacţiunea cu palele statorului.

Wignansky et al. (1986) şi Gliebe et al.(2001) au obtinut pe cale experimentală reguli de

proporţionalitate cu privire la difuziunea deficitului de viteza la distanta X ( u_0 (L, X))

Minton (2005) studiaza reducerea interactiunii rotor-stator prin injectarea de aer

comprimat prin bordul de fugă.

23

B7 Zgomotul produs de compresor (axial şi centrifugal)

Pentru compresoare centrifugale nivelul total al presiunii sonore este dat de :

unde U=viteza periferica a rotorului

este frecventa dominanta

Nivelul SPL al frecvenţei domninante este ~ OASPL-4,5 dB;

Pentru restul spectrului, zgomotul variază cu ~3dB / octava superioară şi inferioară

Se ţine cont că octavele se dublează, i.e. octava inferioară are frecvenţa centrală la ½ din

frecvenţa initială iar octava superioară are frecvenţa centrală la 2Xfrecvenţa initială.

Pentru compresoare axiale cu diametre sub 1m, nivelul total al presiunii sonore este:

Frecvenţa dominantă fiind cea de-a doua armonică a BPF.

Pentru octava care conţine frecvenţa dominantă:

Pentru octava care conţine :

24

B8 Propunere pentru îmbunatăţirea metodei de determinare a numarului de pale de stator

Deoarece nivelul presiunii sonore este dependent de numarul de surse care emit simultan,

este de presupus ca ajustarea numarului de pale de stator astfel incat, la oricare moment, cât mai

putine perechi de pale rotor-stator să se întalnească ar diminua SPL-ul final.

Propunerea de faţă se referă la alegerea unui număr de pale de stator, cât mai apropiat de

numarul optim obţinut prin metodele studiate anterior, dar cu proprietatea ca V şi B sunt numere

prime între ele. în acest fel, neavand multiplii comuni, numai o singură pereche de pale rotor-

stator se vor suprapune la oricare moment al rotatiei ventilatorului.

Ca exemplu, putem studia ventilatorul motorului GEnX (certificat în 2007). Acesta are un

număr de pale de rotor B=18 şi un număr de pale de stator V=48.

Conform teoriei de dimensionare studiată anterior, pentru obtinerea criteriului de

evanescenţă optim pentru frecvenţele armonice 2 şi 3, numarul V ar trebui sa fie V≥2,4*B

2,4B=43,2 deci numărul de pale selectat ar trebui sa fie 43 pentru atenuarea mai mare a

armonicei 2.

fig.B.6 intersectia factorilor de evanescenţă pentru armonicele 2 şi 3 pentru B=18 (JADE)

Se poate observa că pentru B=18 şi V_ales=48, cele mai apropiate numere prime sunt 47

şi 49 (18 şi 49 sunt prime între ele).

Un alt criteriu de optimizare în continuare ar fi acela de maximizare a intervalului dintre

sincronizarea perechilor de pale. Acest lucru este introdus tocmai din cauza tendinţei de disipare

a deficitului de viteză. Pentru un efect maxim, propunerea de faţă recomandă alegerea acelui

numar prim care oferă o parte zecimală a raportului V/B cea mai apropiată de 0,5.

0

20

40

60

80

100

0 20 40 60 80 100

celalalt factor de evanescenta

Factorul de evanescenta (cut off) K

se aduna numarul B

rezultatului obtinut

din grafic

25

Efectul acestei alegeri se poate calcula după cum urmează:

Unde n=raportul dintre numarul de surse iniţiale şi finale

0,5-V/B=min

fig.B.7 imagine cu statorul GEnX (2007) 48 de pale de stator şi 18 pale de rotor

între V=48, V=47 şi V=49 se poate deduce n=6

47/18=2,61 49/18=2,72

Aşadar, alegerea va fi V=47.

Cu alte cuvinte, la statorul GEnX intial, la fiecare sincronizare, 6 perechi de pale emiteau

simultan iar în cazul cu statorul optimizat prin metoda propusa doar o singură pereche emite.

Nivelul presiunii sonore va scădea cu 7,78dB (în conditii ideale în care statorul este

foarte apropiat de rotor, impactul scăzând pe masură ce acesta se departează pe de o parte din

cauza micsorarii deficitului de viteză, pe de altă parte din cauza laţirii intervalului în care acesta

este perceptibil)

Metoda propusă ţine seama de însumarea intensităţilor surselor care se sincronizează,

fiind independentă de cea a studierii evanescenţei modale – descrisă de Sofrin şi apoi

îmbunatăţită prin cuplarea armonicelor. Astfel, metoda descrisă are efect aditiv efectului

celorlalte metode de optimizare.

26

B9 Panouri de rezonatori Helmholtz

Modelarea matematică a rezonatorilor helmholtz este realizată după principiile

impedanţei complexe, Z=R+iX unde R este partea reactivă iar X este reactanţa.

Impedanţa unui orificiu :

unde

k=numărul de undă, ω/c=2π/λ

ρ=densitatea

c=viteza sunetului

A=aria orificiului

pentru ξ=raportul dintre diametrul orificiului şi cel al conductei

(raportul tinde catre zero) a=raza orificiului

pentru panouri cu orificii multiple fiecare la distanţa q>2a se calculează:

Impedanţa datorată orificiilor unui panou cu orificii multiple:

unde P=(100Nπa^2)/S

a=raza unei perforaţii

S=aria panoului perforat;

N=numarul de perforaţii;

A=aria unei perforaţii

fig.B.8

27

γ=exponentul adiabatic

k=numarul de undă

w=grosimea panoului ε~0,5

D=perimetrul orificiului (inclusiv pentru cele necirculare)

pentru w mici, h=max[w;t] (descrie pierderile prin vâscozitate)

În fine, impedanţa acustică masică a panoului în paralel cu orificiile din panou este:

unde cu m=masa specifică pe unitatea de suprafaţă

Pentru aflarea coeficientului de absorbtie al unui panou de rezonatori helmholtz cu

presiunea sonoră constanta se calculează:

(echivalent cu Z=X_c +X_l+R_a)

impedanţa conductei în aval

unde v=viteza acustică a unei molecule iar S=aria sectiunii

unde I este vectorul intensitatii acustice (valoare vectorială)

Frecvenţa de rezonanţă şi factorul de calitate:

Vh

Ac

tub

H

1 este pulsaţia de rezonanţă a tuburilor Helmholtz

Prin utilizarea materialelor, se poate largi spectrul de operare a panourilor, însă aceasta se

face în detrimentul calităţii, adica al eficienţei de atenuare la frecvenţa de rezonanţă.

28

Bibliografie

[1] UHB ENGINE FAN BROADBAND NOISE REDUCTION STUDY P.Gliebe, P.Y. Ho GE

[2] Aeroacustica nelle turbomacchine Francesco Poli

[3] HIGH FIDELITY 3D TURBOFAN ENGINE SIMULATION WITH EMPHASIS ON

TURBOMACHINERY-COMBUSTOR COUPLING Turner et. al.

[4] Design Selection and Analysis of a Swept and Leaned Stator Concept E.Envia NASA

[5] Fan Noise Prediction: Status and Needs D.Huff NASA

[6] 11. FAN NOISE PREDICTION ASHRAE Handbook

[7] SOURSES OF NOISE, GENERATION AND PROPAGATION OF POWER PLANT OF

NEW GENERATION AIRPLANES Viatcheslav S. Baklanov Tupolev Design Bureau

[8] Broadband Rotor Noise Analyses A.George S.T. Chou NASA

[9] Acoustic performance of a.1.83-Meter-Diameter I . Fans Designed for a Wind-Tunnel., Drive

System Paul R. Soderman, SV. Robert Page

[10] US4732532 Scwaller et. al.

[11] Computational Aeroacoustics Jaiyoung Ryu, Arjun Sharma, William Wolf, Mohammad

Shoeybi, Parviz Moin, Sanjiva K. Lele

[12] Linearized Unsteady Aerodynamic Analysis of the Acoustic Response to Wake/Blade-Row

Interaction J.M.Verdon PW-NASA

[13] PRESENTATION OF A CAA FORMULATION BASED ON LIGHTHILL’S ANALOGY

FOR FAN NOISE Stéphane CARO et. al.

[14] Introduction to Computational Fluid Dynamics (CFD) and Computational Aeroacoustics

(CAA) Zhuang, Richtter

[15] An evaluation of LES for jet noise prediction - B. Rembold et. al.

[16] IDENTIFICATION OF SOUND SOURCES EMITTED BY AN AXIAL FAN, Pàmies T.;

Romeu J.; Jiménez S.; Capdevila R

[17] Fan Tone Generation and Radiation System Djaffar Ait-Ali-Yahia, Alexandre Jay and Hany

Moustapha [18] Toward the prediction of low-speed fan noiseS. Moreau, M. Henner y, D. Casalino z, J.

Gullbrand , G. Iaccarino AND M. Wang k

[19] Parametric Study of the Acoustic Transmission Loss of Multiple Helmholtz Resonator-

Type Silencers Ming Lokitsangtong et. al.

[20] AN EVALUATION OF SOME ALTERNATIVE APPROACHES TO REDUCING FAN

TONE NOISE James H. Dittmar, Richard P. Woodward NASA

[21] Rotor Wake Turbulence Noise Ed Envia NASA Glenn Research Center

[22] Unsteady leading edge suction effects on rotor-stator interaction noise J.B.H.M. Schulten

[23] Simulation of noise generation and propagation caused by the turbulent flow around bluff

bodies Zamotin Kirill

[24] Handbook of Noise and Vibration Control -Malcolm J. Crocker

[25] Comparison of Time–Domain Impedance Boundary Conditions by Lined Duct Flows C.

Richter1, F. Thiele, XD. Li, M. Zhuang

[26] Theory for Broadband Noise of Rotor and Stator Cascades With Inhomogeneous

Inflow Turbulence Including Effects of Lean and Sweep Donald B. Hanson

[27] Computation of trailing-edge noise at low Mach number using LES and acoustic analogy

By Meng Wang

29

[28] US3819007 Wirt et. al.

[29] US6278958 Lee et. al.

[30] US4100993 Feder

[31] EP0252647B1 Elliott

[32] US4076454 Wenerstrom

[33] Experimental Investigation of the Herschel-Quincke Tube Concept on the Honeywell

TFE731-60Jerome I Smith, Ricardo A. Burdisso [34] US3776363 Kuethe

[35] Fundamentals of Acoustics~M.Bruneau

[36] INVESTIGATION OF THE HERSCHEL-QUINCKE TUBE CONCEPT

AS A NOISE CONTROL DEVICE FOR TURBOFAN ENGINES Raphaël F. Hallez

[37] US4049074 Kazin

[38] US6726445 Tsuchyia

[39] Aerodynamic Performance of Scale-Model Turbofan Outlet Guide Vanes Designed for

Low Noise Christopher E. Hughes NASA

[40] Acoustic Benefits of Stator Sweep and Lean for a High Tip Speed Fan Woodward et. al.

[41] US5169288

[42] Modular Engine Noise Component Prediciton System (MCP) Technical Description and

Assessment Document William H. Herkes, David H. Reed Boeing Commercial Airplane

Company, Seattle, Washington

[43] Engine Noise Reduction Technologies And Strategies for Commercial Applications Huff

[44] US5848526.

[45] Wake Filling Techniques for Reducing Rotor-Stator Interaction Noise Christopher Minton

[46] US6508630

[47] US6409469

[48] US4076454

[49]Technologies for Turbofan Noise Reduction Huff, Envia

[50] Collaborative Research on the Ultra High Bypass Ratio Engine Cycle to Reduce Noise,

Emissions, and Fuel Consumption Collaborative Hughes

[51] US6278958

[52] POWER PLANT ACOUSTICS Air Force manual

[53] Evaluation of the Tone Fan Noise Design/ Prediction System (TFaNS) at the NASA Glenn

Research Center, Koch

[54] TFaNS—Tone Fan Noise Design/ Prediction System Users’ Manual, TFaNS 1.5, Topol

[55] PASSIVE NOISE CONTROL OF A BURNER-COMBUSTOR SYSTEM OF A TURBO-

FAN ENGINE Ayman El-Badawy, Wael EL-ARNA'OUTY

[56] Fundamental Studies of the Herschel-Quincke Tube Concept with Mode Measurements

Michael M. James

[57] EP 1 918 201 A1

[58] Fan Noise Control Using Herschel-Quincke Resonators Ricardo A. Burdisso Wing NASA

[59] US7334998

[60] US6112514.

[61] US20080099632 Geared Fan

30

C Zgomotul de interacţiune a fluxurilor

Pentru aplicaţia de simulare a intensităţii zgomotului produs de interacţiunea celor două

fluxuri şi atmosferă se foloseşte o formă a ecuaţiei Lighthill, aşa cum este ea prezentată de

M.J.Crocker (Handbook of Acoustics and Vibrations):

(1)

Unde

;

=lungimea turbulenţei pe direcţia jetului

=lungimea turbulenţei pe direcţia perpendiculară jetului

numărul Mach convectiv

V_c=viteza sursei faţă de observator

=viteza sunetului în mediul ambiant

ρ_0=variaţia densităţii faţă de ρ_∞

reprezentând numărul Mach al turbulenţei

31

C2 Ecuaţiile Porudman şi Lilley

Proudman(1953) dă urmatoarea ecuaţie pentru puterea sonoră totală radiată de o

unitate de volum care contine un turbion:

unde u=viteza turbulenţei; ε=disiparea energiei turbulente; c=viteza

sunetului;ρ=densitatea de referinţă iar α=constanta lui Proudman

S_t=numarul lui Strouhal turbulent:

unde iar Ф=0,42

*Lilley îmbunătăţeşte ecuaţia obtinând:

**Pentru un observator aflat la coordonatele polare (r;θ), intensitatea sonoră este:

** şi * sunt utilizate pentru aproximarea nivelului intensităţii sonore în JADE.

32

Bibliografie selectivă:

[1] An Introduction to Acoustics S.W. Rienstra & A. Hirschberg Eindhoven University of

Technology 2008

[2] Noise Reduction în Turbofan Engines Basman Elhadidi Department of Aerospace

Faculty of Engineering Cairo University, Giza, EGYPT

[3] Wake Filling Techniques for Reducing Rotor-Stator Interaction Noise Christopher

M. Minton Teza Master Virginia Polytechnic Institute

[4] Unsteady leading edge suction effects on rotor-stator interaction noise J.B.H.M.

Schulten

[5] Evaluation of the Tone Fan Noise Design/ Prediction System (TFaNS) at the NASA

Glenn Research Center L. Danielle Koch 1999

[6] TFaNS—Tone Fan Noise Design/ Prediction System Users’ Manual, TFaNS Version

1.5 David A. Topol 2003

[7] US6278958- metodologie de evaluare a zgomotului turboventilatoarelor

[8] US4076454 –generator de vartejuri pre-stator

[9] Low Noise Exhaust Nozzle Technology Development-Majjigi et. al. NASA

[10] A Process for Assessing NASA’s Capability in Aircraft Noise Prediction

Technology Milo Dahl NASA

[11] Analysis of noise-controlled shear-layers; D. Eschricht et. al.

[12] EVALUATION OF SOME RECENT JET NOISE REDUCTION CONCEPTS; C.

Kannepalli et.al.

[13] An exact form of Lilley's equation with a velocity quadrupole/temperature dipole

source term; Goldstein

[14] PROGRESS IN JET TURBULENCE MODELING FOR AERO-ACOUSTIC

APPLICATIONS; S.M. Dash et. al.

[15] 2D and 3D Method of Characteristic Tools for Complex Nozzle Development

Tharen Rice

[16] Performance of a DGM scheme for LEE and applications to aircraft engine exhaust

noise Romain Leneveu et. al.

[17] Prediction of Turbulence-Generated Noise in Unheated Jets Part 1: JeNo Technical

Manual (Version 1.0) Khavaran

[18] Progress Towards Large-Eddy Simulations for Prediction of Realistic Nozzle

Systems James R. DeBonis _ NASA Glenn Research Center, Cleveland, Ohio [19] Jet Noise Predictions Based on Two Different Forms of Lilley’s Equation

M.E.Goldstein NASA

[20] SWEEPING AND STRAINING EFFECTS IN SOUND GENERATION

BY HIGH REYNOLDS NUMBER ISOTROPIC TURBULENCE Ye Zhou, Robert

RubinsteinNASA Langley Research Center

[21] Computation of Flow Noise Using Source Terms in Linearized Euler’s Equations

Christophe Bogey et. al.

[22] Current Status of Jet Noise Predictions Using Large-Eddy Simulation Daniel J.

Bodony [23] procedure for Separating Noise Sources in Measurements of Turbofan Engine Core

Noise Jeffrey Hilton Miles Glenn Research Center NASA

33

D.Zgomotul produs de camera de ardere*

*Ne vom referi, pentru început, la camerele de ardere inelare convenţionale iar

apoi la diverse conformaţii de camere de ardere mai puţin conventionale special

proiectate pentru a reduce acest zgomot.

Zgomotul produs de camera de ardere este atribuit fluctuaţiilor de densitate a

masei de aer şi a impulsului acesteia. În studiile efectuate de General Electric s-a

constatat ca frecvenţa dominantă rămane relativ constantă la diverse regimuri de

funcţionare. Deasemenea s-au constatat similarităţi în ceea ce priveşte frecvenţa

dominantă a zgomotului la o gamă largă de camere de ardere.

Pentru motorul T64 (turboprop), GE da următoarea formulă pentru stabilirea

nivelului puterii sonore:

0

3

3410 )(log20 TTmWSL

unde m este debitul masic, T_4=temperatura la ieşire din camera de ardere;

T_3=temperatura la intrarea în camera de ardere; ρ_0=densitatea de referinţă;

ρ_3=densitatea la intrarea în camera de ardere.

În urma studiilor s-a determinat urmatoarea relaţie pentru calcularea nivelului

total al nivelului puterii sonore:

KTTmOWSL0

3

3410 )(log20

unde K este o constantă cu valorile: K=64 pentru turbojet

K=56 pentru turboshaft

K=48 pentru turbofan

Vâful spectrului sonor a fost stabilit la 400 Hz (±1/3 de octava) având o

caracteristică plată (nefiind un „vârf” prea bine delimitat), spectrul sonor întinzându-se

până la 2000Hz (in unele cazuri) dar cu o atenuare de 5dB.

Din punctul de vedere al directivităţii radiatiei sonore, vârful este atins la 120º

faţă de camera de ardere având o valoare de +5dB faţă de media nivelului sonor.

Există două configuratii de cameră de ardere în vederea reducerii zgomotului:

1.Construirea camerei de ardere ca pe un rezonator Helmholtz cu o zonă de

strangulatie (orificiul tubului rezonant)

2.Dimensionarea camerei inelare astfel încât între compresor si turbină să existe

un spaţiu de ¼ din lungimea de undă dominantă (un rezonator de unde stationare).

34

Camera de ardere cu atenuator helmholtz: (e.g.US7331182-Alstom ltd. 2008)

Camera de ardere 16 dublu inelară, cu arzatoarele 14 si 15 este prevazută cu un

rezonator helmholtz 17. Acest rezonator este pus în legatură cu camera de ardere prin

tubul 18. Deasemenea, rezonatorul este reglabil prin intermediul unui piston 22 care

variază înalţimea tubului rezonant pentru a putea acoperi o gamă largă de frecvenţe (între

400Hz-3000Hz).

fig.D.1

35

Camera de ardere cu atenuator anti-rezonant (cu lungimea de ¼ din λ dominant)

Camera de ardere descrisă

de GE in US7272931 (2007) este

triplu inelară, fiind în legatură cu o

serie de tuburi de rezonanţă 38

aflate la partea exterioară camerei

de ardere. Din aceasta cauză,

temperatura din tuburile 38 nu

depaşeşte T_3 (temperatura la

iesirea din compresor).

Tuburile 38 sunt cuplate

prin extensiile 104 la un inel 102

care la rândul său se continuă cu o

ieşire 110 cu o valvă reglabilă 112.

În timpul operării, o

cantitate de aer trece din camera de

ardere 16 prin sistemul anti-

rezonant până la valva 112. Prin

actionarea valvei se eliberează o cantitate de aer în atmosfera pana cand frecvenţa din

sistemul anti-rezonant atinge valoarea frecvenţei dominante din camera de ardere.

4

3RTL L=lungimea tubului 38.υ=frecvenţa dominanta a zgomotului

Este de preferat relaţia aceasta relatiei λ/4 deoarece sintetizează mai bine

procesele fizice care au loc in sistemul de rezonanţă.

fig. D.2

fig. D.3

36

E. Zgomotul produs de turbină

Zgomotul produs de turbină, ca de altfel la toate componentele care implică palete, este

generat în special de interactiunea fluxului provenit de la rotor cu statorul treptei respective, ca

urmare a ne-omogenităţii acestuia.

Conform CORE ENGINE NOISE CONTROL PROGRAM PREDICTION METHODS

VOLUME III (Kazin et al-G.E.) se poate scrie urmatoarea relaţie pentru determinarea nivelului

sonor al zgomotului generat de turbină:

Unde:

C=viteza sunetului

Diverşi alţi factori au fost luaţi în considerare pentru modelarea SPL-ului:

Pentru a lua în calcul spaţiile dintre paletele de turbină :

(Smith şi Bushel) dau factorul:

Ulterior modificat de NASA (Kazin):

O alta simplificare provine din utilizarea modelului “ideal” de extragere a lucrului

mecanic prin turbină:

37

În determinarea modelului siajului rândului anterior de palete (care interactionează cu

rândul în cauză) se poate folosi urmatoarea formulă semi-empirică:

Unde:

Y=semi-profunzimea siajului

y=coordonata normala

x=distanta axiala fata de avalul mijlocului coardei paletei

l=coarda profilului paletei

t=unghiul “de atac” realizat de paleta

u=deficitul de viteză în siaj

V=viteza din aval

Deficitul de viteză conduce la circulaţia instabilă Г, generată în avalul paletelor:

Unde:

Unde sunt funcţii Bessel de ordinul zero şi unu iar sunt funcţii Bessel

modificate. Iar este un coeficient de instabilitate.

38

Frecvenţa (frecvenţa unghiulara=pulsaţia) redusă este dată de:

Unde

c=semicoarda (l/2)

σ= soliditatea (2c/t)

indicii 1 şi 2 se refera la pozitie: în aval şi în amonte, respectiv

Unde α şi β sunt unghiurile din diagrama de mai jos:

Centrul de presiune este considerat ca fiind la ¼ din coarda profilului; astfel:

Aceste calcule sunt cuplate cu modurile acustice ale canalului (conductei) strabatute;

Presiunea perturbatiei, p este dată de expresia:

Unde:

n=numărul de moduri acustice circumferentiale (spinning lobes)

m=numărul de moduri acustice radiale

M=numărul de surse liniare aflate în rotaţie

ρ= densitatea

c=viteza sunetului

(r,θ,z) = sistemul de coordonate polare (cilindrice)

h=raza butucului

39

Unde h, r şi z sunt raportate la raza R

Г(r)=circulaţia pe randul de palete

=funcţiile Bessel de tipul al doilea şi ordin n

=valorile eigenfunction care satisfac conditiile la limită între butuc şi vârf

Nivelul de zgomotului perceput (PNL) este o functie de BPF (frecventa de trecere a

paletelor –Blade Passing Frequency) fiind, în cazul turbinei, influenţată predominant de

ultimele doua trepte de joasă presiune. Ponderea în determinarea frecvenţei dominante este dată

de lucrul mecanic extras.

Odata stabilită treapta care dă frecvenţa dominantă, se poate folosi urmatoarea relaţie

pentru determinarea PNL-ului din OASPL (Overall Sound Pressure Level).

unde se determină din graficul urmator:

Iar nivelul SPL corespunzator unei bande de frecvenţă de 1/3 octave continand frecvenţa

de trecere a paletelor este:

U_t=viteza vârfului paletei

A=aria sectiunii de ieşire

40

Alte masuratori indică:

Unde:

c=viteza sunetului A=aria secţiunii la iesirea din turbină

Bibliografie:

[1] CORE ENGINE NOISE CONTROL PROGRAM PREDICTION METHODS

VOLUME III

[2] An Introduction to Acoustics S.W. Rienstra & A. Hirschberg Eindhoven University

of Technology 20 August 2008 [3] US4076454

[4] US6278958

[5] US6508630

41

2.6 Modulul de prelucrare a datelor CFD-conflorm ecuaţiilor aeroacustice:

Exemplul ales este cel al unui ajutaj chevronat cu următoarele caracteristici:

Diametru: 1000 mm

Număr de chevroane 15

Dimensiuni chevroane: idem GEnX (vezi cap. Redresare fotografică)

Viteza fluxului secundar: 50m/s

Viteza aerului din exterior: 20m/s

fig.2.1 ajutajul testat şi linia în lungul căreia s-au făcut masuratorile

42

1.Metoda Lighthill:

Date de intrare: vitezele de curgere, energia cinetică turbulentă, factorul de disipare al

energiei cinetice turbulente, temperatura instantanee, densitatea instantanee, lungimea

kolmogorov, unghiul din care se realizeaza masuratoarea, distanţa de la care se face

măsuratoarea, frecvenţa studiată.

Date de ieşire: SPL pentru coordonatele cilindrice date, impedanta caracteristică locală,

viteza sunetului locală, numarul Strauhal.

fig.2.3 SPL calculat pentru prima porţiune (310 mm) se poate observa o eroare generată de o

zona de recirculare cu viteză foarte mică.

-600

-500

-400

-300

-200

-100

0

100

200

300

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Serie1

fig 2.2 ilustrare cu caracteristicile studiate

43

2.Metoda Proudman

date intrare: energia cinetică turbulentă, presiunea atmosferică, temperatura atmosferică,

densitatea de referintă, impedanta caracteristică

date ieşire: Nivelul intensităţii sonore, nivelul presiunii sonore

fig.2.4 SPL în functie de distanta fata de departarea de ajutaj masurat la 90º la 100m 500Hz

3.Metoda Lilley

date intrare: distanţa, azimut, energia cinetică turbulentă, densitatea de referinţă, raportul

de disipare al energiei cinetice turbulente, viteza locală a turbionului

date iesire: nivelul intensităţii sonore (poate fi calibrat în funcţie de impedanţa

caracteristică cu SPL-ul)

fig.2.5 Nivelul intensităţii sonore (Lilley) în funcţie de distanţa faţă de ajutaj 100m,90º,0,5kHz

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

-4 1 6 11 16 21 26 31

Serie1

0

20

40

60

80

100

120

0 10 20 30 40 50

sil

sil

44

Modulul pentru simularea hărtii de zgomot din jurul unei piste aeroportuare:

Date de intrare: tipul aeronavelor; numărul aeronavelor; intervalul orar (pentru

determinarea eventualei penalizări de 10dB); precizarea aterizare/decolare (diferenţă de pantă)

Date de ieşire: întocmirea harţii propriu-zise pe baza: atenuării geometrice; atenuării

atmosferice, normalizării în scara A;

fig.2.6 traiectoria de 3º (aterizare) –axa Oy este mult extinsă, de unde şi aparenţa unei pante mult

mai mari.

avionul: model/motorizare viteza numarul

interval orar

spl lateral

spl aproach

de aterziari

707 727 737-500

90 98

737-600

90.2 95.5

737-700

90.3 95.9

737-800

91.8 96.6

737-900

95.1 95.5

a320-233 a330 a340 a310 747-400

101.3 101.7

757-300

95.2 95.2

767-300

96.5 96.6

777-300

97.5 99.2

fig.2.7 exemplu de tabel pentru introducerea datelor

45

fig.2.8 exemplu de simulare a unei hărţi de zgomot

fig.2.9 graficul corectiei pentru normalizare dB-A

fig.2.10 graficul atenuarii atmosferice pentru condiţii ISA+10º (conforme ICAO)

-20

-15

-10

-5

0

5

0 1000 2000 3000 4000

Serie2

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

0 1000 2000 3000 4000

atenuare atmosferica/hm

atenuare/km

46

Modulul de estimare a zgomotului ventilatorului:

Date de intrare: rpm, diametrul, debitul masic, raportul de presiune, raportul butuc/varf;

fig.2.11 graficul pentru alegerea numarului palelor de stator conform metodologiei GE

fig.2.12 densitatea spectrală estimată pentru GEnX

0

50

100

150

200

250

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90

84

86

88

90

92

94

96

98

100

102

104

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000 8000

SPL(frecventa)[dB]

SPL2

47

3.1 Chevroane-generalităţi

Chevroanele sunt dispozitive gazodinamice care, prin iniţierea unei curgeri vorticulare,

ajută la amestecarea peliculară a două fluxuri cu viteze diferite-prin aceasta reducând zgomotul

rezultat din interactiunea respectivelor fluxuri.

Baza fizică a generari acestui tip de zgomot este turbulenţa de tip Kelvin-Helmholtz,

turbulenţă care apare ca urmare a unei diferenţe de viteză dintre cele doua fluxuri (vezi capI.

Concepte de aeroacustica si biomecanica sunetului).

Chevroanele funcţionează prin iniţierea

unor curenţi turbionali ale caror axe sunt

paralele cu axul canalului de ocolire.

Fig.3.1 curgerea în jurul unui chevron US6612106

Fig.3.2 MTR-DF cu efuzor conform US6612106 si chevroane pentru MTR-SF US20070246293

Efuzoarele chevronate au fost introduse de Alec D.Young, G.M. Lilley (autorul ecuatiei

Lilley) si R. Westley in brevetul US3153319 (in 1953!).

Mathews et al. US6314721 dau urmatoarea relatie pentru circulaţia din jurul

chevroanelor:

Unde U reprezintă diferenţa de viteză dintre cele doua fluxuri

α reprezinta unghiul de imersare al chevronului

este inaltimea chevronului (N=numarul chevroanelor; D-diametrul)

Vârtejuri în sensul de

curgere al fluxurilor

48

Se poate

observa ca până la un

unghi de 120°, OA

SPL-ul efuzorului

chevronat este chiar

mai mare decat cel al

unui efuzor

nemodificat (de

baza).

Fig.3.3 OA SPL

(nivelul total al

presiunii sonore dB)

în funcţie de unghiul

faţă de efuzor

US20070246293

*Motorul testat a fost GE F404-400 la 95,5% (MTR-SF)

Reba et al. US20070033922 descriu urmatorii parametrii testaţi pentru un efuzor cu

ondulaţii (specifice mixerelor de aer) si cu chevroane:

Raportul înalţimii mixerului la lungimea

bazei :h/l = 0,1

Unghiul mixerului: 14°-18° (unghiurile mai

mari generează o turbulenţă mai pronunţată)

Conturul axial al mixerului: cosinusoidal*

Conturul circumferential al mixerului *

*funcţiile sin si cos sunt utilizate pentru a

puncta o diferenţa de fază dintre conturul axial si cel

circumferential.

Imersarea se face, preferabil, la unghiuri de

sub 9° deoarece chevroanele generează prin natura

lor zgomot pe frecvenţă înaltă, la valori de peste15°

ale unghiului de imersare, acest zgomot specific

chevroanelor devine prea mare si anuleaza efectul scontat al dispozitivelor.

Pentru evitarea producerii excesive a zgomotului de inalta frecventa sunt folosite

chevroane cu varf rotunjit (vezi dimensiuni de racordare la nacela Boeing 787)

Bază

Mixer

Chevroane

49

Spre deosebire de mixere, chevroanele au un impact negativ asupra performanţelor

sistemului de propulsie. Acest fapt derivă, pe de o parte, din faptul că chevroanele sunt

dispozitive turbionatoare, pe de altă parte din faptul că motoarele cu asemenea dispozitive sunt

cu fluxuri separate.

Un alt aspect privind utilizarea chevroanelor derivă din construcţia MTR-urilor pentru

care sunt concepute; cu alte cuvinte, datorită faptului ca suprafaţa de separaţie dintre fluxul

interior si cel exterior este cu mult mai mică decat cea dintre fluxul exterior (secundar) si aerul

atmosferic, precum şi faptului că diferentele de viteza sunt comparabile, zgomotul din

interacţiunea fluxului 2 cu atmosfera este mai mare decat cel din interactiunea fluxului 1 cu

fluxul 2.

Acest fapt conduce la necesitatea proiectarii de chevroane pentru nacela, pentru a

amesteca doua fluxuri ne-incalzite si prin urmare, nefiind cazul unui transfer termic, nu există

nici un avantaj propulsiv (asa cum exista in cazul mixerelor). Nici chiar in cazul chevroanelor

pentru amestecarea fluxului principal cu cel secundar efectul similar mixerelor nu este sesizabil

pe de o parte deoarece diferenţele de temperatura la MTR DF separate nu sunt întratât de mari,

pe de alta parte, amestecarea se face la nivel pelicular, nicidecum in intreaga masa a fluxurilor.

În schimb, din cauza turbulentelor generate, chevroanele diminuează eficienţa propulsivă

a MTR-ului pe care sunt montate.

Pentru evitarea acestui dezavantaj major, există diverse variante de chevroane de-

imersabile sau retractabile ori cu geometrie sinusoidală (pentru fluxuri cu presiune mare).

Bibliografie:

[1] Young et al. US3153319

[2] Mathews et al. US6314721

[3]Balzer US6612106

[4]Seiner US20070246293

[5] Reba et al. US20070033922

50

3.2 Proiectarea chevroanelor

Etapa 1. :Determinarea principiilor de bază privind circulaţia gazodinamică în vecinatatea

chevroanelor.

Faza1. Sunt investigate chevroane dispuse în secvenţă liniară pe acelasi plan, cu orientarea în

lungul liniilor de curent, în curent direct (după metodologia free-streeming)

Viteza fluidului 350m/s ; unghiul de imersare 15º.

Imagini în secţiune din avalul fluxului la distanţa de:

L=1H

L=2H

L=3H

fig.3.2.1Unde H este înalţimea chevroanelor

51

Imaginile indică două aspecte ale circulaţiei în jurul chevroanelor:

1. Acestea acţionează prin generarea unor formaţiuni vorticulare axiale cu axa în lungul

liniilor de curent ale fluidului incident.

2. zona interstiţiară dintre chevroane este pasivă în generarea acestor vartejuri.

3. *aşa cum va fi demonstrat ulterior, distanţa la care se „inchide” turbionul generat de

chevroane depinde invers proportional de viteza de circulatie a fluidului de pe

extrados.

Etapa 2. Studierea circulatiei pe extradosul chevroanelor:

fig.3.2.2

fig.3.2.3

52

Fig.3.2.4 Detaliu cu iniţierea unui

vârtej

fig. 3.2.5 Zona de recirculaţie de pe extrados

La prima vedere ar putea părea că vârtejurile de recirculare de pe extradosul chevroanelor

sunt rezultatul curgerii fluidului provenit de pe intrados însă acest lucru este departe de a fi

adevarat. În realitate, zona de recirculaţie are originea în fluidul care curge pe extrados. Modul

de dezvoltare fiind din mijlocul chevronului către laterale, acolo unde aerul cu viteză joasă este

accelerat în urma interactiunii cu aerul provenit de pe intrados.

53

Etapa 3. Determinarea cauzelor generării vartejului de recirculare pe extradosul chevroanelor.

Chevronul folosit este unul triunghiular, isoscel, cu unghi de imersare de 15º.

Viteza fluidului este de 250 m/s free streaming.

fig.3.2.6

Se poate observa zona

de formare a celor două

vârtejuri contra-rotative de pe

extrados, în cazul unui

chevron triunghiular si în

cazul unui chevron cu varf

racordat (cel din urma fiind de

dimensiunile si proporţiile

celor întalnite la nacela RR

Tent 100 – Boeing 787)

Imaginea de sus

ilustreaza cauza majoră a

pierderilor de tractiune în

momentul imersării

chevroanelor; energia cinetica

a turbulentelor ajunge pana la

2500J/kg!

54

Etapa 4. Încercarea de limitare/eliminare a vartejurilor de recirculare de pe extrados în scopul

eliminarii sursei principale de pierdere a forţei de propulsie.

Introducerea unui perete despartitor între cele două zone de initiere de pe extrados.

„Cornul de rinocer” reduce în mod evident zona de recirculaţie, reducând în acelaşi timp

şi energia cinetică a turbulenţelor de la o medie de 1100J/kg la 245 J/kg!

fig.3.2.7

55

fig.3.2.9 Vedere laterală cu chevronul fara „ corn de rinocer”(geometria din aval este „tăiată”)

fig.3.2.10 Vedere laterală a aceluiaşi chevron cu corn de rinocer. la aceeaşi viteză iniţială

Cheia funcţionării acestui perete despartitor este plasarea acestuia exact în zona mediană,

pe o înalţime comparabilă cu înalţimea vârtejurilor de recirculaţie.

Efectul este de a diviza zona de depresiune din treimea inferioară a chevronului, de unde

se initiază vârtejurile de recirculare. Energia cinetică a aerului din acea regiune este canalizată în

lungul axei – deoarece nu mai este sub influenţa unei scaderi de presiune- fiind transformată în

lucru mecanic util (deoarece de acest gen de vartej este nevoie pentru realizarea efectului de

atenuare a sunetului).

fig.3.2.8

56

fig.3.2.11 Diferenţele de traiectorie a liniilor de curent cu si fără „corn de rinocer”

fig.3.2.12 Imperfecţiunea modelului simplist iniţial generează micro-vârtejuri perpendiculare pe

Ox spre vârful chevronului.

57

fig.3.2.13

Imagini cu chervon normal şi cu modificări în cazul în care viteza fluxului de pe extrados

este aproape nulă.

Se observa că deşi chevronul cu corn de rinocer ajută la reducerea pierderilor de

tracţiune, în cazul chevroanelor reale se impune un perete despărţitor mai ridicat pentru a separa

mai bine cele două vartejuri. Presiunea pe extradosul chevronului modificat este puţin mai

ridicată decât în cazul chevronului nemodificat – generând pierderi mai mici.

58

3.3 Determinarea dimensiunilor chevroanelor

nacelei pentru motoarele GEnX şi RR Trent 1000

care echipează avionul Boeing 787

Metoda grafică va presupune interpolarea mai multor imagini fotografice ale

nacelei precum şi desene schematice prezentate în manualul de management aeroportuar

pentru avionul 787.

Redresarea grafică va avea ca scop initial determinarea proporţiilor şi unghiurilor

chevroanelor iar apoi determinarea prin metodele disponibile a dimensiunii reale a cel

puţin unui parametru. Prin această metodă se doreşte determinarea orientativă a

dimensiunilor chevroanelor care echipează nacelele motoarelor GEnX şi Rolls Royce

Trent100 – avion Boeing 787.

Descrierea motoarelor:

Parametrii studiaţi Trent 1000 (Rolls Royce) GEnX (General Electric)

Diametrul ventilatorului 285 cm (112 in) 282 cm (111 in)

Numarul de chevroane* 20* 20*

Factor de dubluflux 11 - 10.8 9.5:1

Tip chevron fix fix

Doar nacelă Doar nacelă

Materiale compozite Materiale compozite

generaţie 2007 2006-2007

Avion destinat 787 787 sau 747-8 (cu

parametrii diferiţi)

*numarul de chevroane este corectat prin adunarea chevronului care lipseşte de pe

circumferinta nacelei din cauza necesităţilor create de prezenta pilonului

Observaţii:

1. Chevroanele nu acoperă întreaga circumferinţa a evacuarii (nr.total 19 +1 în

dreptul pilonului motorului)

2.Ambele motoare au nacele aproximativ identice în ceea ce priveşte dispunerea

şi geometria chevroanelor

3. Raza de racordare la baza chevroanelor este mult diferită de cea de racordare a

vârfurilor acestora (in urma simularilor am determinat o influenta reciproca a

chevroanelor în cazul în care nu ar fi distanţate la bază)

59

Dimensiunile căutate sunt:

-Unghiul la vârf al chevroanelor

-Raza de racordare interioară

-Raza de racordare exterioară

-Înalţimea totală a chevronului

-Distanţa dintre două chevroane (măsurată la vârfuri)

-Unghiul de imersare fixă

fig.3.3.1 determinarea unghiurilor unui chevron(brevet GE, Foto RR Trent 1000,

Chevron estimat cu unghi de 60º, foto RR Trent 1000, Foto GEnX)

În urma acestei analize s-a determinat ca unghiul la varf al chevroanelor pentru

nacela motorului aeronavei 787 are valoarea de 60º.

fig.3.3.2

60

Înaltime chevron(H) Raza racordare

interioară(R)

Distanţa dintre

chevroane la

vârf(V)-măsurată

GEnX

17.3 7.5 28.75

Trent

1000

18.3 7.41 29.33

(n.a. unităţile de masură sunt arbitrare-vor fi folosite doar pentru determinarea

poroporţiilor) unghiul din care a fost realizata fotografia ~7º

R/H=0.4 (valoarea medie) R=10,3 cm (n.a.~ 4 inch)

V/H=1.63 (valoare medie) H=25,7 cm (n.a. ~ 10inch)

Unde V ~ 42 cm (valoare medie)

Determinarea distanţei dintre varfurile chevroanelor prin divizarea circumferintei

exterioare la numarul chevoranelor.

fig.3.3.3 raportul dintre diametrul ventilatorului şi cel la iesirea din chevroane (manual de

management aeroportuar 787)

61

fig.3.3.4. Raportul dintre diametrul maxim al nacelei şi cel al ventilatorului manual 787

Rd(vf.

chevron)

Rfan Rmax Rd/Rmax Rmax/Rfan Rd/Rf Φd real

[cm]

GEnX 64.083 70.54 89.818 0.713 1.273 0.907 255.7

Trent

1000

58.76 74.2 0.791 1.245 0.984 280.4

64.1 79.8

Manual

787

9 11.5 0.856 1.27 1.08 ---------

36.3 42.4

Distanta dintre vârfuri calculată:

(π∙ Φd real)/20=Dv

DvGenX= 40.1 cm

DvTrent= 44.0 cm

Unghiul de imersie fixă: după redresare GEnX – aprox 15°±2º

62

fig.3.3.5 Trent 1000 raportul dintre raza de racordare dintre chevroane şi raza de

racordare a vârfurilor acestora ~ 5:1

Concluziile masurarii chevroanelor prin metode de redresare fotografică:

1. Atât nacela RR Trent 1000 cât şi nacela GEnX sunt comparabile în toate

aspectele în ceea ce priveşte geometria sistemului de evacuare; diferenţele –

dacă acestea există- sunt mai mici decât abaterile de măsurare prin mijloace

fotografice.

2. Nacelele sunt dotate cu chevroane care se încadrează în descrierea generală:

-Chevroane echilaterale (triunghiulare)

-Distanţa dintre varfurile chevroanelor este de ~15% din diametrul

efuzorului(5% din circumferinta acestuia).

-Unghiul dintre axul motorului şi suprafaţa plată a chevroanelor (masurata

în axul de simetrie al chevronului) este de ~15º = unghi de imersie fixa

-raportul dintre raza de racordare dintre chevroane şi raza de racordare a

vârfurilor acestora ~ 5:1

3. Dat fiind faptul ca intensitatea zgomotului produs de sistemul de evacuare

depinde în mare masura de diametrul ajutajului, se constată că principala sursa de zgomot

o reprezintă interactiunea dintre fluxul II şi aerul exterior asadar esentiale sunt

chevroanele pentru nacela.

63

Dimensiunile şi proportiile chevroanelor sunt:

ΦVârf ~ 280 cm (diametrul total al evacuarii masurat la varful

chevroanelor)

Raza de racordare dintre chevroane ~ 10 cm

Înalţimea chevroanelor (corect geometric) = H/cos(15º) ~ H*=25 cm

*deoarece valoarea lui cos(15º) este foarte aproape de 1, corectura

geometrică depaşeşte toleranţele acestei metode de investigare

Unghiul de imersare al chevroanelor ~15º

Unghiul la vârf al chevroanelor ~ 60º

Raza de racordare la vârf a chevroanelor : 2 cm

64

3.4. Influenţa parametrilor geometrici ai chevroanelor

În lucrarea Parametric Testing of Chevrons on single Flow Hot Jets, NASA descrie o

serie de teste cu menirea stabilirii influenţei diverşilor parametrii geometrici asupra curgerii

fluxului de aer şi asupra acusticii respectivului jet.

Aceasta lucrare va fi luată ca punct de plecare în simulările care vor fi studiate ulterior în

prezenta lucrare.

Fig.3.4.1. geometriile testate şi codul lor alfa-numeric (sus) sectiunea ajutajului testat (jos)

65

1.Imersarea chevroanelor

Parametrii constanţi: numarul de chevroane (N); lungimea chevroanelor(L)

Parametrii variaţi: unghiul de imersare

cod N L (mm) < unghi° Imersare(mm) (mm²) Г

SMC006 6 22,6 18,2 3,525 47.7 0.292

SMC001 6 22,6 5,2 0.985 52.2 0.089

SMC000 0 0 0 0 50.8 0

SMC005 6 22,6 0 –0.005 54.5 0

Testele au fost realizate în două etape: cu un flux de aer rece şi cu unul încălzit;

constatările fiind urmatoaele:

La unghi de imersare 0°, diferenţele dintre un efuzor chevronat şi unul normal (cilindric)

sunt neglijabile.

Creşterea unghiului de imersare conduce la o creştere a turbioanelor cu axa paralelă axei

ajutajului, diferenţele semnificative sunt mai evidente la o distanţă de până la 10 diametre pentru

fluxul rece şi până la 5 diametre pentru fluxul încălzit.

Diferenţa dintre imersarea medie şi cea maximă este insesizabilă la o distanţă mai mică

de 1,5 diametre.

Cu alte cuvinte, cunoscând faptul ca unghiul de imersare mare produce pierderi

aerodinamice, este posibilă determinarea unui unghi care să ofere atât pierderi mai mici cât şi o

amestecare apropiată de cea oferită de chevroane cu imersare maximă.

2.Lungimea chevroanelor

Parametrii constanţi: numarul de chevroane (N); unghiul de imersare

Parametrii variaţi: lungimea chevroanelor(L)

cod N L (mm) < unghi° Imersare(mm) (mm²) Г

SMC000 0 - - - 50,8 -

SMC006 6 22,6 18,2 3,525 47,7 0,292

SMC007 6 32 13,3 3,681 49,9 0,297

Prin pastrarea lui Г constant şi varierea unghiului imersării prin modificarea lungimii se

doreşte distingerea influenţei acesteia. Altfel spus, se va afla dacă lungimea L este un parametru

independent sau dacă acesta este doar un sub-parametru pentru Г.

Măsuratorile au indicat faptul că vorticitatea mediană este practic neschimbată atâta timp

cât parametrul Г este păstrat constant. Prin extensie, este un fapt intuitiv acela că nici în plan

acustic (pe intreaga varietate de azimuturi) atât la fluxul rece cât şi la cel încălzit, parametrii au

ramas –în bună masură-identici.

66

Parametrul Г este, în esenţă, un indicator al pantei

chevronului intr-o secţiune normală direcţiei de curgere.

3. Influenţa numărului chevroanelor

Parametrii constanţi: Г

Parametrii variaţi: numarul de chevroane (N)

cod N L (mm) < unghi° Imersare(mm) Г

SMC000 0 50,8

SMC002 4 32 5 1,395 53,6 0,089

SMC004 5 26,6 5 1,16 53,6 0,089

SMC001 6 22,6 5 0,985 52,2 0,089

SMC003 10 14 5 0,609 53,9 0,089

Aşteptarea că numarul chevroanelor va influenţa în mod monoton parametrii fluxului a

fost abandonată în urma testului. Cu toate acestea, există o progresie în ceea ce priveşte frânarea

fluxului median invers proportională cu numarul chevroanelor* însă această dependenţă nu este

una monotonă.

Din perspectiva acustică, efuzorul cu 10 chevroane generează zgomot pe frecvenţă mare

cu mult redus faţă de celelalte efuzoare (n.a. chevroanele cu vârf rotund apar în teste abia câţiva

ani dupa prezentul test).

Deasemenea, efuzorul cu 4 chevroane se dovedeşte a avea proprietăţi de directivitate pe

azimut la frecvenţe mari.

*una din supoziţiile referitoare la această proportionalitate inversă se leagă de nerespectarea

regulilor de proporţionalitate a chevroanelor pentru ajutaje mici, optimul de 4 chevroane

observant aici fiind atribuit unei apropieri de procentul ideal (stabilit deabia cativa ani după

efectuarea programului citat)

67

4.Simetria chevroanelor

Parametrii constanţi: numarul de chevroane N

Parametrii variaţi: simetria (deplasarea vârfului către lateralul chevroanelor)

cod N L (mm) < unghi° Imersare(mm) Г

SMC000 0 50,8

SMC003 10 14 5 0,609 53,9 0,089

SMC010 10 15,2 9,8 1,299 52,6 0,13

Scopul acestui test este identificarea unei eventuale tendinţe de rotaţie a zonei afectate de

chevroane.

În testele realizate s-a observant că, deşi efuzorul asimetric avea o imersare teoretică mai

mare decat efuzorul simetric, ambele s-au comportat într-un mod aproape identic (identic

inclusiv în raport cu efuzorul ne-chevronat!). Concluzia studiului fiind aceea că asimetria

chevroanelor –în scopul citat- afectează în mod negativ (cu o influenta mică) performanţa

acestora.

Din punct de vedere acustic, influenta asimetriei a fost sub pragul minim masurabil

Concluziile generale ale studiului fiind:

1.Lungimea chevroanelor nu are un impact propriu asupra curgerii sau acusticii atunci când

parametrul Г este constant

2.Imersarea chevroanelor are un impact major asupra curgerii şi asupra acusticii, mărind

intensitatea frecvenţelor mari (chevroanele folosite sunt ascutiţe) şi scăzând intensitatea sunetului

pe frecvenţe mici.

3.Numarul de chevroane influenţeaza direct proportional atenuarea frecvenţelor joase şi invers

proporţional generarea de zgomot pe frecvenţa înaltă.

4.Asimetria chevroanelor (în modul în care a fost ea studiată în prezentul material) scade puterea

chevroanelor necesitând o penetrare mai mare pentru obtinerea aceluiaşi efect.

5.Temperatura fluxului (454°C) poate atenua tendinţa de generare a zgomotului pe frecvenţe

înalte.

68

În brevetul US7392651, SNECMA descrie un alt tip de chevron asimetric, construit după

un alt concept.

Fig.3.4.7 Chevron asimetric

descris înUS7392651

(SNECMA-2008)

Valorile descrise aici fiind:

15° ≤ β ≤45° preferabil 30°

15° ≤ γ≤45° ,

deasemenea preferabil 30°

L1 >0,5L3 preferabil 0,6L3

L2<L3 preferabil 0,3L3

5%≤Θa≤20% L1 unde aceasta

dimensiune este liniară

3%≤Θb≤15% L2

În reprezentarea chevroanelor asimetrice descrise de SNECMA, asimetria generează o

pereche de vartejuri cu parametrii diferiţi. Acest fapt elimină tendinţa de anulare a vartejurilor

contra-rotative (care, la chevroanele conventionale fiind de intensitati egale se anulează reciproc

la o anumită distanţă faţă de efuzor).

Pe de alta parte, datorită asimetriei, fluxul interior (din partea proximă chevroanelor) are

o tendinţă de rotatie mai pronunţată acolo unde chevroanele simetrice de regulă nu reuşesc o

amestecare optimă. Ca atare, chevroanele asimetrice din invenţia citată reusesc să reducă

tonalităţile joase mai eficient.

Pentru tonalităţile înalte, este necesară înţelegerea fenomenului de generare (care depinde

de racordarea vârfului chevronului pentru a mări dimensiunea turbionului şi a-i scadea

frecvenţa). Chevronul descris de SNECMA este, în esenţă, un chevron trapezoidal asimetric, ca

atare, dimensiunea turbionului de la vârf este mai mare; în plus, acest turbion nu are axă

perpendiculară faţă de axa motorului- ceea ce îl face să ajute (puţin) la amestecarea fluxurilor în

loc să genereze zgomot.

69

Chevroane sinusoidale

Evoluţia formelor chevroanelor a constat , pe de o parte, în căutarea unor raze de

racordare optime pentru chevroanele triunghiulare, pe de alta, în determinarea unui numar optim

de chevroane (in extenso, la determinarea unui procent din diametru pentru baza chevroanelor).

Un articol recent publicat la INCAST 2008, prezintă un studiu comparativ între

chevroanele simetrice, asimetrice şi sinusoidale.

Avantajele primelor doua tipuri sunt cunoscute şi descrise anterior însă acestea se

dovedesc ineficiente în ceea ce priveşte ciclurile de imersare şi prin urmare necesită mai multă

atenţie în dimensionare.

Spre deosebire de alte configuratii însă, chevroanele sinusoidale operează mult mai

eficient în condiţii de presiune mai mare. Cu alte cuvinte, avantajul lor în faţa altor chevroane

devine evident pentru un raport de presiune mai mare (peste 1,5) în canalul de ocolire.

fig.3.4.8 Un efuzor dotat cu

asemenea chevroane descris în

brevetul US7305817 (G.E.

2007).

Bibliografie

[1] US7392651 Chevron asimetric SNECMA

[2] Parametric Testing of Chevrons on Single Flow Hot Jets James Bridges and Clifford A.

Brown Glenn Research Center, Cleveland, Ohio 2004

[3] US7305817 Chevroane sinusoidale G.E.

[4] FAR-FIELD ACOUSTIC INVESTIGATION ON SIX LOBED CHEVRON NOZZLES

P. S. Tide and K. Srinivasan INCAST 2008

70

3.5. Interacţiunea chevroanelor cu pilonul motorului

Datorită necesităţii ataşării sistemului de propulsie pe diversele părţi ale fuselajului sau

aripilor, în mod inevitabil va trebui să existe un corp (destul de voluminos în raport cu diametrul

motorului) care va fi interpus fluxurilor motorului (în cazul nostru discuţia se refera strict la

MTR-DF).

O asemenea structură va genera ceea ce se numeste ―zgomot prin obstructie‖ (G.E. noise

manual vol3). Fenomenul aerodinamic responsabil pentru acest gen de zgomot este formarea

unor vârtejuri de dimensiuni mari care îndepartează fluxurile motorului, direcţionându-le în jos

(faţă de tendinţa lor naturală de a păstra axa motorului).

Ca urmare a acestei dislocuiri, fluxul 2 este forţat să se amestece cu fluxul 1, fapt care-din

vina scării fenomenului- conduce la o creştere foarte bruscă a energiei cinetice a turbulenţei.

Chevroanele convenţionale sunt dispuse în mod uniform (din punct de veder al formei şi

azimutului) ca atare este oarecum firesc faptul că acestea nu contracarează cu nimic zgomotul

creat de siajul pilonului.

Kazin et al. în CORE ENGINE NOISE CONTROL PROGRAM. PREDICTION

METHODS VOLUME III dă urmatoarea formulă semi-empirica pentru nivelul general al

presiunii sonore a zgomotului prin obstructie:

Unde:

l=coarda respectivului pilon

h=inaltimea

=viteza fluidului din aval

=grosimea maximă a pilonului

=coeficientul de rezistenţă la înaintare

Formula este precisă între unghiuri de atac cuprinse între 0° şi 15° şi pentru numere

Re=3*10^5 şi 10^6.

Chevroanele cu geometrie dependentă de azimut au fost propuse pentru a elimina –

parţial-efectul sonor negativ generat de amestecarea violentă a fluxurilor din cauza siajului

pilonului. Aceste chevroane au o alură mai puţin zveltă pe masură ce se apropie de zona

inferioară (diametral opusă) pilonului.

Se sesizează o direcţionare a fluxurilor motorului către porţiunea diametral opusă

pilonului (în cazul nostru către porţiunea inferioară).

Se poate observa o uşoară tendinţă de urcare a liniilor de curent în cazul chevroanelor

diferenţiate pe azimut însă aceasta modificare poate parea nesemnificativa în condiţiile în care

nivelul presiunii sonore între cele doua variante variaza între 85dbA şi 84,2 dbA.

71

În 2001, R.H.Thomas et al. (NASA-Langley) prezintă rezultatele unei serii de teste în

care sunt încercate diverse configuraţii de chevroane pentru a înlatura interactiunea jetului din

canalul de ocolire cu pilonul motorului. (imaginile prezentate în cele ce urmează sunt preluate

din AIAA 2001-2185); au fost testate 5 configuraţii după cum urmează:

1. Ajutaj cu secţiune circulară fără pilon

2. Ajutaj cu secţiune circulară cu pilon

3. Ajutaj cu 8 chevroane (au fost încercate şi versiuni între 4 şi 12-varianta cu 8

chevroane* dovedindu-se cea mai eficientă) fără pilon

4. Ajutaj cu 8 chevroane cu pilon

5. Ajutaj similar cu (4) dar cu 2 chevroane rotite cu ½ din lungimea de unda a

chevroanelor.

În configuraţia (4) vârful unui chevron se află direct sub proiecţia pilonului, fapt

care conduce la formarea unei regiuni de separaţie pe „raftul‖ pilonului –deoarece chevroanele

sunt proiectate să genereze mici turbioane. în configuraţia (5), datorită rotirii cu ½ din lungimea

de undă a chevronului, sub pilon se află un ventru negativ ceea ce reduce dimensiunea cavitatii

de separaţie de sub pilon.

Nacela şi pilonul sunt preluate dintr-un studiu McDonnell Douglas din 1996, factorul de

dubluflux studiat este 5, imersarea chevroanelor este aporximativ egală cu grosimea stratului

limită, presiunea este considerată de 1 atm, temperatura de 295 K, viteza fluxului 0,28 M,

П_v=1,75; T_v=350K, П_c=1,56; T_c=828 K. Configuraţia cu 8 chevroane a demonstrat o

reducere a zgomotului cu 2,7 dB la decolare cu pierderi de putere de doar 0,06%.

Interactiunea jet-flaps

Din cauza poziţionării nacelei motoarelor sub aripă (configuratie întalnită la majoritatea

avioanelor comerciale) în etapele de aterizare/decolare, jetul produs de turbomotor

interactionează cu flapsurile. Aceasta interactiune crează turbulenţe aerodinamice care pot

genera zgomot cu un nivel chiar mai ridicat decat jetul propriu-zis.

În lucrarea [8] se incearca evaluarea nivelului de zgomot JFI (Jet-Flaps Interaction) prin

chevronarea ajutajului.

Frecventa: 2054 Hz

Varf:82,7dB

72

Reflexia undelor sonore de catre fuselaj

O altă cauză a agravarii emisiilor sonore de către motor sunt reflexiile pe care le suferă

undele sonore emise către partea superioara a motorului.

Prin pozitionarea nacelei catre bordul de atac, pe intradosul unei aripi, o mare parte din

sunetul emis de motor către partea superioară a avionului este reflectată şi directionată în jos de

către intradosul aripii.

În aceeaşi ordine de idei, pozitionarea nacelelor motoarelor către partea posterioară a

fuselajului conduce la un efect similar de reflexie din partea intradosului ampenajului în formă

de T.

În scopul eliminarii acestor probleme au fost concepute structuri de aeronave cu

motoarele pozitionate pe extradosul aripilor, cu aripă parasol (pentru ca zgomotul motoarelor să

nu fie direcţionat către cabina pasagerilor).

Brevetul US7341225 descrie un sistem parabolic de reflexie a zgomotului motorului

destinat montarii pe intradosul aripii în avalul motorului. Acest sistem parabolic focalizează

undele sonore incidente către centrul fluxului principal. Datorită, în parte, temperaturii acestuia

şi curgerii cu viteză mare (dar şi turbulenţelor create la limita dintre fluxuri), sunetul este atat

atenuat cât şi redirectionat cu un unghi mare fata de normala locului-ceea ce conduce la o

atenuare atmosferica semnificativă.

a.

b.

fig.3.5.1 reflectorul parabolic lateral (a.)

si frontal (b.)

73

Bibliografie:

[1] Computational Analysis of a Chevron Nozzle Uniquely Tailored for Propulsion Airframe

Aeroacoustics Steven J. Massey, Alaa A. Elmiligui, Craig A. Hunter, Russell H. Thomas, S. Paul

Pao, Vinod G. Mengle 2006

[2] Computational Analysis of a Pylon-Chevron Core Nozzle Interaction; R.H.Thomas,

K.W.Kinzie, S. Paul Pao

[3] Computational and Experimental Flow Field Analyses of Separate Flow Chevron Nozzles

and Pylon Interaction; Steven J. Massey, Russell H. Thomas, Khaled S. Abdol-Hamid

[4] Turbulent Flow Field Measurements of Separate Flow Round and Chevron Nozzles with

Pylon Interaction Using Particle Image Velocimetry; Michael J. Doty, Brenda S. Henderson, and

Kevin W. Kinzie

[5] US6532729 Martens G.E.

[6] Clocking Effect of Chevrons with Azimuthally-Varying

Immersions on Shockcell/Cabin Noise; Vinod G. Mengle, Ulrich W. Ganz, Eric J. Bultemeier,

and Fredrick T. Calkins

[7] Intelligent Engine Systems; John Wojno, Steve Martens, and Benjamin Simpson General

Electric Aircraft Engines, Cincinnati, Ohio

[8] Vinod G. Mengle, Leon Brusniak, Ronen Elkoby şi Russ H. Thomas – ―Reducing Propulsion

Airframe Aeroacoustic Interactions with Uniquely Tailored Chevrons: 3. Jet-Flap Interaction”

[9] 2001, R.H.Thomas et al. NASA-Langley AIAA 2001-2185

[10] NASA/TM—2000-210025 Jeffrey J. Berton

[11] US7341225

74

3.6. Chevroane cu imersare variabilă

Chevroane cu nitinol

Datorită geometriei lor, chevoranele interactionează cu fluxul interior de gaze realizând,

în esentă, o serie de micro-vârtejuri cu axa paralelă cu axa motorului.

Spre deosebire de mixere, însă, chevroanele au un impact negative asupra forţei de

propulsie a MTR-ului.

Succint problema poate fi exprimată în felul urmator: Pentru reducerea zgomotului este

necesară imersarea chevroanelor însă această imersare este utilă strict în fazele de aterizare şi

decolare, generând un consum mai mare de combustibil pe întreaga perioadă de croazieră.

Au fost propuse două mijloace pentru eliminarea acestei probleme prin imersarea

controlată a chevroanelor doar în momentele când aceasta este utilă: controlul mecanic direct

asupra chevroanelor şi controlul prin intermediul unor actuatori din metale cu memorie termică

(în cazul nostru, nitinol).

Fig.3.6.1 Chevroane pentru fluxul secundar descrise de US6718752 (G.E.) 2004

Deoarece un actuator din nitinol de dimensiuni comparabile cu cele ale chevroanelor de

flux secundar ar fi complet nepractic, GE propune o combinaţie dintre un strat cu memorie din

nitninol şi unul elastic din aluminiu (deformarea necesară pentru imersare nu depaşeşte pragul de

elasticitate al aluminiului).

75

Modul de operare implică încălzirea stratului de nitinol –de obicei printr-un resistor

electric. Aceasta încalzire conduce la trecerea din fază martensitică a materialului într-o fază

austenitică - în această fază, modulul de elasticitate al nitinolului depaşeşte modulul de

elasticitate al aluminiului iar deformaţia se produce către direcţia de imersare a chevronului.

Odată încetată activarea prin firul încălzitor, stratul de nitinol trece înapoi în faza

martensitică iar, sub acţiunea forţei elastice exercitată de stratul de aluminiu, acesta revine la

poziţia neimersată pentru a reduce consumul la regim de croazieră.

Exista şi o altă metoda de imersare a chevroanelor rezultata din testele practice: Datorită

încalzirii aerului din canalul de ocolire (prin comprimare aproximativ adiabatică), anumite mărci

de nitinol pot trece în fază austenitică (este vorba de acele marci de nitinol care operează la

temperaturi joase).

Pe masură ce aeronava urcă la nivelul de zbor, datorită scăderii temperaturii, chevroanele

sunt de-imersate în mod automat.

Tipologii constructive pentru chevroane imersabile

Într-un studiu din 2008, NASA testeaza două tipuri de chevroane:

1. Care sunt imersate în momentul activării nitinolului

2. Cu deimersare în momentul activării (chevronul este imersat în mod natural)

Fig.3.6.2 chevroane tip 1 (stanga-power off retracted) şi tip 2 (dreapta power off immersed)

În acest caz, benzile de nitinol sunt înglobate în straturi de material compozite.

Primele teste au indicat faptul că acele chevroane cu de-imersare la activare au un raspuns mai

rapid la stimul însă aceasta viteză de reactive s-a dovedit a fi compensată rapid datorită

deformaţiilor permanente constatate ulterior.

76

Fig.3.6.3 graficul raspunsurilor la stimul termic pentru ambele chevroane (I.A.-încărcare

aerodinamică; F.R.-forţa de retragere; El-forţa elastică) raportul de presiune dintre fluxul studiat

şi atmosfera:1,75

Fig. 3.6.4 ciclu de histeresis al unui chevron cu imersare la activare fara incarcare aerodinamica

Acest studiu a constituit baza pentru brevetul WO2008014058A

imersare imersare retragere

I.A. + F.R

retragere

El. + F.R

Timp (minute) Timp (minute)

Deformare (cm) Deformare (cm)

Deformare (cm)

Temperatura (°C)

încălzire

răcire

77

Fig. 3.6.5 ciclul de histeresis al chevronului cu imersare la activare modificat

Acest chevron este realizat din 5 straturi de fibră de sticlă cu răşina epoxidică şi două

straturi de nitinol (SMA-shape memory alloy) dupa cum urmează:

-45/45/90/SMA(nitinol)/45/SMA(nitinol)/-45 panglicile de nitinol avand orientarea 0°.

Grosimea straturilor de fibră de sticlă a fost considerată 0,127 mm/strat iar cea a

panglicilor de nitinol de 0,152 mm/ strat; se notează faptul că surplusul de grosime datorat

panglicilor de nitinol este uniform compensat pe suprafaţă chevronului.

Temperatura (°F)

Deformare (in)

Incalzire 1

Racire1

Incalzire 56

Racire 56

146°C

134°C

123°C

113°C

101°C

67°C

54°C

45°C

32°C

21°C

90°C

Fig. 3.6.6 Dispunerea panglicilor de nitinol şi gradientul de temperatura la activare

78

Consumul de putere pentru activarea unui chevron este de ~3,5W (1,6V la 2,25A).

Se poate remarca, din diagrama de histeresis, faptul că deformarea totală observată asupra

chevronului este diminuată dupa un numar de cicluri. Varierea acestei deformări este evidentă în

primele 3-4 cicluri (când creste până la 1,1 mm), ea estompându-se pentru restul de 52 de

încercări.

Fig. 3.6.7 unghiuri şi dimensiuni pentru

chevroane variabile US6813877 (Rolls

Royce 2002)

Aăa cum este cazul cu majoritatea

chevroanelor sau taburilor, lungimea L a

acestora este dependent (prin extensie) de

diametrul D al respectivului ajutaj.

Parametrii descrişi în brevetul

citat sunt urmatorii:

10° ≤ α ≤20°

0° ≤ β ≤20° (recomandabil 10° )cu

menţiunea că la unghiul maxim de

imersare, pierderile aerodinamice sunt

foarte mari, acesta nefiind unicul factor

limitativ.

În altă ordine de idei, un unghi de imersare peste 20°va induce desprinderea

fileurilor de aer ceea ce va induce, în loc sa reducă, zgomot.

5% D≤ L ≤50%D.

Este de notat că dimensiunea de 50%D este una pur teoretică, aceasta fiind

complet nepractică din pricina pierderilor aerodinamice şi a masei mult prea mari.

Recomandările generale în privinta chevroanelor fiind de maximum 15% (cazul

efuzoarelor cu 20 de chevroane).

Banda de frecvenţă atenuată prin utilizarea chevroanelor este cuprinsă între 50Hz-500Hz.

Bibliografie

[1] US6718752 (G.E.) 2004

[2] WO2008014058A

[3] US6813877 (Rolls Royce) 2002

[4] Design, fabrication, and testing of a SMA hybrid composite

jet engine chevron Turner et. al.

[5] Benchtop Demonstration of an Adaptive Chevron Completed Using a New High-

Temperature Shape-Memory Alloy

D

79

3.7 Chevroane fluide şi pulsatorii

Probabil cel mai mare impediment în aplicarea chevroanelor este reprezentat de

dificultatea realizării unor chevroane variabile sau reglabile care să ofere o evoluţie constantă pe

un numar mare de cicluri.

Este cunoscută varianta chevroanelor cu inserţie de nitinol însă complicaţiile generate de

“antrenarea” nitinolului şi laminarea acestuia în materialul compozit precum şi lipsa constanţei în

exploatare au condus la cercetarea unor alternative.

Una dintre aceste alternative fiind asa-numitele “chevroane fluide”, care constau în

injectarea unui jet de fluid între cele doua fluxuri care se doresc a fi amestecate.

Există numeroase studii cu privire la influenţa diversilor parametrii ai chevroanelor fluide

în reducerea zgomotului, majoritatea indica o dependeţa puternică între debitul masic de fluid

injectat precum şi de presiunea la care este realizată injectarea.

În plus, dimensionarea acestor parametrii depinde de viteza fluxurilor respective (cu alte

cuvinte conteaza daca MTR-ul este unul cu dublu flux sau simplu flux).

În brevetul US7159383, Barton et al. dă urmatoarele ecuatii pentru dimensionarea

debitului masic şi al raportului de presiune:

Unde M=numarul mach

P_t = presiunea totală

p=presiunea statică (presupusă a fi egală cu cea ambientală)

T_t =temperatura totală

Concluziile proprii ale lui Barton au fost că, pentru a observa o ameliorare acustică, este

necesar un debit masic intre 4% şi 7% din debitul primar al motorului (prin comparatie, fluxul

necesar tipic pentru dispozitivele de anti-givrare este de 1%)

Totusi, este de notat faptul că, deşi fluxul pentru chevroanele fluide este mare, el se

regaseste –într-o formă mai putin utilă- ca fluid de propulsie, fiind ejectat în sensul fluxurilor

propulsive.

80

În lucrarea Impact of Air Injection on Jet Noise, Henderson şi Norum (NASA) descriu o

serie de teste efectuate pentru evaluarea metodei chevroanelor fluide asupra MTR-urilor simplu-

flux şi dublu-flux.

Ajutajul studiat contine 8 injectoare (grupate în patru perechi de cate două), fără a avea o

galerie comună, fiecare pereche putând fi controlata individual.

Printre concluziile studiului este şi aceea ca injectarea de fluid în vecinatatea pilonului

conduce la una dintre cele mai mari îmbunatăţiri din punct de vedere acustic- acolo unde

chevroanele mecanice nu pot fi folosite.

Panta sub care se realizează injecţia de aer are o influenţă negativă asupra performantelor

acustice, ea trebuind a fi mentinuta la un nivel cât mai mic.

Într-un alt studiu, CFD Analyses and Jet-Noise Predictions of Chevron Nozzles With

Vortex Stabilization, Vance Dippold III (NASA), verifică influenţa poziţionării injectoarelor în

raport cu geometria unor chevroane mecanice.

Injectoarele fiind poziţionate la 25%, 50% şi 75% din înaltimea chevronului triunghiular.

În plus, aerul injectat a fost introdus sub trei presiuni de valori diferite, după cum

urmează: 68 947.5, 206 842.7 şi 344 737.8 Pa (10, 30 şi 50 psig)

Concluziile testului au fost că, efectul injectarii aerului este foarte slab, fiind sesizabil

doar în vecinatatea punctelor de injecţie, structurile vorticulare induse crescând pe masură

măririi presiunii aerului injectat.

Din masuratori a reieşit faptul că partea mediană a fluxului MTR-ului este neafectat la

toate cele trei presiuni, indiferent de pozitionarea injectoarelor.

Mai mult, efectele injectarii nu sunt sesizabile la distante mai mari de un diametru.

Prin simularea comparativa în programul JeNo s-a ajuns la aceleasi concluzii, anume că

în cazul studiat, chevroanele fluide nu au nici un impact semnificativ asupra curgerii sau asupra

acusticii acesteia.

Cele mai notabile rezultate obtinute cu chevroane (sau tab-uri) fluide apartin grupului P

Behrouzi, T Feng şi J J McGuirk, care publică în studiul lor, Active flow control of jet mixing

using steady and pulsed fluid tabs, efectul unor jeturi pulsatorii.

Aceasta lucrare este una dintre putinele care concluzionează că respectivele dispozitive

de amestecare prin injectie de fluid pot fi utilizate de către MTR-uri.

Într-adevăr, datorită flexibilitatii lor, în frecvenţă şi fază, chevroanele fluide descrise în

ultimul studiu sunt net superioare chevroanelor cu actiune continuă.

81

Prin aceasta din urmă proprietate, se poate imagina inclusiv un algoritm (sau un tabel de

parametrii) specific unui sistem de propulsie anume, prin care atenuarea optimă să fi obţinută la

orice regim de turaţie prin simpla variere a frecvenţtei şi fazei pulsurilor de gaz.

Concluziile finale trebuie sa tină seama că, în ciuda diverselor avantaje de ordin

operational, chevroanele fluide sunt –indiferent de eficienta lor- inferioare ca efect scontat

chevroanelor mecanice, avand asadar nevoie de îmbunătăţiri suplimentare.

Bibliografie:

[1] Behrouzi, Feng, McGuirk Active flow control of jet mixing using steady and pulsed fluid tabs

[2] V.Dippold Analyses and Jet-Noise Predictions of Chevron Nozzles With Vortex Stabilization

[3] Henderson şi Norum Impact of Air Injection on Jet Noise

[4] US7159383, Barton et al

[5] Thomas D Norum Reductions în Multi-component Jet Noise by Water Injection

[6] Brenda S. Henderson, Kevin W. Kinzie The Impact of Fluidic Chevrons on Jet Noise

[7] US20080078159 Thomas et al.

82

4.1. Mixere de aer

Primele metode pentru reducerea zgomotului prin interactiunea fluxurilor

turbomotoarelor dublu flux au constat în amestecarea celor două prin intermediul unui mixer de

aer.

Evoluţia acestor dispozitive a condus, în mod treptat la conceptul chevroanelor-pe care

le vom discuta în partea imediat urmatoare.

Mixerele festonate (scalloped mixers)

Particularitatile mixerelor festonate derivă din faptul că, desi geometria lor variază doar

prin tăierea peretelui lateral, aceasta permite o amestecare treptată (spre deosebire de mixerele

iniţiale în care amestecul se realiza brusc, pe conturul din avalul fluxurilor).

Fig. Se observa o tendinţă de iniţiere a unui vartej cu axa paralelă cu axul motorului

Determinarea numarului de lobi pentru un mixer ţine cont de doi factori principali:

suprafaţa de contact realizată dintre cele două fluxuri-care este direct proportională cu atenuarea

sunetului; pe de alta parte, datorită caracterului limitat al diametrului ajutajului, creşterea

numarului de lobi conduce la o diminuare a lătimii acestoa- care la randul său conduce la o

diminuare a vartejurilor descrise în imaginea de mai sus (responsabile pentru efectul de

amestecare propriu-zis).

Totodată, este evident şi impactul asupra forţei de propulsie-afectată în mod negativ de

frecarile care au loc intre suprafetele mixerului şi coloanele de gaz.

Exista o variatiune pe tema mixerelor festonate în care braţele mixerului sunt aproape

complet individualizate – aceasta configuratie fiind una dintre cele mai eficiente la ora

respectiva (şi din care derivă teoria chevroanelor).

Circulaţia în regiunea

festonata a mixerului

83

Principiile de bază pentru construirea acestor mixere sunt:

1.Fluxul interior (principal) nu trebuie să se separe de peretii interiori ai mixerului

2.Fluxul exterior nu trebuie să inconjoare braţul mixerului căatre partea interioară

fig. Modul

corect în care

ar trebui să se

desfaşoare

procesul de

amestecare al

celor două

fluxuri

fig. Construcţia

festonării pe

prinicipiul

cercurilor

monoton

descrescătoare.

58% profunzime;

AD=BE;

sunt evitate

colţurile deoarece

acestea sunt

concentratori de

forţă.

84

Pentru mixerul festonat conform US20070000234 parametrii descrişi sunt:

Lungimea exterioară (a mixerului): 30,45 cm ±8cm

Lobii au natură eliptică având semi-axele: 25 ±5 cm X 6,25 ±1cm

Alte modificări sunt descrise în brevetul US5127602 (primul hush kit) FedEx.

Cresterea forţei propulsive

Conform GE US4142365

Raportul dintre forţa de propulsivă a MTR-ului folosind dispozitivul de amestecare

(mixerul) şi forta de propulsivă fără amestecare poate fi exprimat:

Unde

F=este forţa de propulsie

V=viteza fluxului

β=factorul de dublu-flux

Aproximând viteza ca fiind dependentă cu radacina patrată din temperatura medie a

fluxului, ecuatia de mai sus devine:

Deasemenea,

Aşadar:

85

Deoarece

Rezultă că:

Adică aproximativ 103% din valoarea forţei de propulsie iniţiale.

Fig.dependenţa raportului de factorul de dublu-flux şi raportul de temperaturi

Calculele sunt corelate şi cu alte revendicări conexe mixerelor de aer, punctul maxim

fiind de aproximativ +3% faţă de forţa de propulsie initială

Ca parametrii generici pentru pre-dimensionare se consideră optim ca numarul Mach la

ieşirea din mixer sa fie cuprins între 0,35 şi 0,55;

Graficele de optimizare pentru mixere sunt conforme cu Gas Turbine Performance

Second Edition Philip P. Walsh BSc, FRAeS, Ceng Head of Performance and Engine Systems

Rolls-Royce plc

Factor de dublu flux

factorul de creştere a tracţiunii

cu amestecare/fără amestecare în

funcţie de factorul de dublu flux

raportul L/D pentru camera de amestec

86

Aşa cum reiese din brevetul US7017332-Oishi, mixerele de aer, prin natura lor sunt

supuse vibraţiilor induse şi vibraţiilor proprii fiind astfel predispuse la deteriorari structurale.

Pentru înlăturarea vibratiilor nedorite-dar şi a zgomotului produs de acestea, Oishi

propune o ramforasare elastică descrisă mai jos.

Efectul acesteia este evident în ceea ce priveşte intensitatea vibratiilor măsurate.

Vibraţiile iniţiale pe frecvenţele de 1110Hz şi 1490Hz sunt reduse la jumătate (ca

intensitate).

Fig.mixerul iniţial şi zonele influenţate

negativ de vibraţiile induse şi vibraţiile

proprii

Fig. mixer modificat cu ramforsările

elastice adăugate între lobi.

87

Bibliografie:

[1] Gas Turbine Performance Second Edition Philip P. Walsh BSc, FRAeS, Ceng Head of

Performance and Engine Systems Rolls-Royce

[2]Numerical Simulation of the Vortical Structures în a Lobed

Jet Mixing Flow Nathan J. Cooper* and Parviz Merati† Department of Mechanical and

Aeronautical Engineering, Western Michigan University, Kalamazoo, MI 49008 and Hui Hu‡

Department of Aerospace Engineering, Iowa State University, Ames, IA 50011-2271

[3]Ian A. Waitz 1997 NASA LOBED MIXER OPTIMIZATION FOR ADVANCED

EJECTOR GEOMETRIES

[4]Research on the Rectangular Lobed Exhaust Ejector /Mixer Systems* 1 By Hui HU,*2

Toshio KOBAYASHI,*2 Tetsuo SAGA,*2 Nobuyuki TANIGUCHI,*2 Huoxing LIU*3 and

Shousheng WU*3 Trans. Japan Sac. Aera. Space Sci Vol. 41, No. 34

[5]Parametric Study of a Mixer/Ejector Nozzle With Mixing Enhancement Devices T. DalBello

Institute for Computational Mechanics în Propulsion, Cleveland, Ohio

C.J. Steffen, Jr. Glenn Research Center, Cleveland, Ohio AIAA 2002/0667

[6]Lobed Mixer Design for Noise Suppression Plume, Aerodynamic and Acoustic Data Vinod

G. Mengle, V. David Baker, and William N. Dalton Rolls Royce Allison, Indianapolis, Indiana

2002

[7]Lobed Mixer Design for Noise Suppression

Acoustic and Aerodynamic Test Data Analysis NASA Vinod G. Mengle and William N. Dalton

Rolls Royce Allison, Indianapolis, Indiana 2002

[8]US20070000234

[9]US5127602

[10]US4142365

[11]US4786016

[12] US7017332-Oishi

88

Ajutaj tip bluebell-chisel

În anul 2000, echipa de cercetatori Seiner-Gilinsky, propune un nou tip de ajutaj pentru

turbomotoare cu o suprafaţă sinusoidală care predispune fluxul la generarea de turbioane cu axa

paralela cu cea a motorului.

fig. modul in care sunt formaţi turbionii pe direcţia axei ajutajului si turbionii secundari (n.a.care

prin configuratia lor este de presupus că genereaza zgomot)-configuratie bluebell

Conform US6082635, punctele care alcatuiesc marginea din aval a ajutajului au

departarea (faţă de centru) determinată de o funcţie sinusoidală care depinde de azimutul

punctului respectiv, φ, având amplitudinea ε. Secţiunea X_c este de aşa manieră configurată

încât viteza de curgere să fie uşor supersonică (M=1,01 ~ 1,03)

89

fig.ajutaj construit dupa tipologia chisel (dalta en.)

Avantajul ajutajului chisel este acela că direcţionează turbioanele contra-rotative unul

către celălalt, evitand în felul acesta o disipare divergentă. Deasemenea, dimensiunile turbionului

sunt mai uşor controlabile.

Ecuaţiile pentru determinarea suprafeţei ajutajului bluebell-chisel, aşa cum sunt ele

descrise în US6082635 sunt de natură sinusoidală variind ca amplitudine pe masură ce sectiunea

ajutajului se deplasează în lungul axei motorului. Este recunoscut în brevet că o configuraţie

chisel cu muchii ascuţite poate fi înlocuită cu una cu muchii chanfrenate.

Simularea unui perete cu dispositive Seiner-Gilinsky:

În cele ce urmează este descrisă o simulare CFD pentru analizarea comportării unui

perete care separă două fluxuri cu viteze diferite:

Viteza flux interior:250m/s

Viteza ambient: 0

Presiune ambient=1atm

Presiune flux =1,5 atm

Temperatura ambient=temperatura flux = 20°C

90

Concluzii:

1. Pentru un exemplu de perete cu dispositive seiner-gilinsky de dimensiuni mici – astfel

încât să permită amplasarea cat mai multor dispositive pe peretele unui ajutaj cu

diametru uzual (considerat de 1.5m) nu s-a putut constata un efect semnificativ

conform descrierii din brevetul US6082635.

2. Pentru ca respectivul efect să poată fi evidenţiat este nevoie de dispositive de

dimensiuni mari – nu neaparat cu profunzime mare- fapt care limiteaza numarul de

asemenea dispozitive utilizabile pentru un ajutaj.

3. Numarul de 4 dispozitive pentru un ajutaj cu diametrul ~1.5m conduce la

neomogenităţi în fluxul evacuat ceea ce conduce, în cel mai bun caz, la ineficienţă din

punct de vedere acustic.

4.

Bibliografie:

[1]J. M. Seiner M. Gilinsky US5924632

[2]J. M. Seiner M. Gilinsky US6082635

[3] Gilinsky M.M.t, Seiner J.M CORRUGATED NOZZLES FOR ACOUSTIC AND THRUST

BENEFITS NASA Langley Research Center

[4] M. H. Morgan, Gilinsky M.M.t- START UP IN FLUID MECHANICS AT HAMPTON

UNIVERSITY NASA Grant, NAG-1 1835

[5] M. Gilinsky NUMERICAL SIMULATION OF ONE- AND TWO-PHASE FLOWS IN

PROPULSION SYSTEMS

influenţa peretelui lateral superior

zona luată în considerare

pentru analiză

4.2. Configuraţia cu motoarele montate deasupra aripii

Evolutia de până acum a motoarelor turboreactoare indică posibilitatea ca pe viitor,

ponderea zgomotului produs de ventilator sa crească – avand drept consecinţă şi scăderea

zgomotului produs de jetul de gaze arse (din fluxul primar). Drept urmare, în afara metodelor

specifice pentru atenarea zgomotului produs de ventilator (discutate în capitolul corespunzator),

se caută metode pentru re-directionarea acestuia departe de zonele de la sol.

Tendinţa clasică de montare a motoarelor este cu nacelă sub aripă, variantă care

avantajază atat diminuarea zgomotului din cabina pasagerilor cat şi accesul la motor al

personalului de întreţinere (fără a mai discuta avantajele unui centru de greutate mai jos).

Dezavantajul major al acestei configuraţii – din punct de vedere acustic- este reprezentat de

directivitatea zgomotului. Astfel, atât aripa cu aparatele sale de hipersustentatie cât şi ampenajul

(în special ampenajul în T) contribuie la reflectarea zgomotului produs în partea superioară a

motorului către sol.

Acest efect de reflexie sonoră poate fi folosit într-un avantaj semnificativ dacă dispunerea

motoarelor se face pe extradosul aripii. O serie de studii (dintre care voi cita doar NASA/TM—

2000-210025 Jeffrey J. Berton) descriu teste şi măsuratori acustice cu nacela deasupra aripii.

Despre această conformatie de aeronava mai sunt de precizat avantaje precum

posibilitatea montarii de motoare cu diametre mai mari (deoarece nu mai exista limita inferioara

minima), posibilitatea montarii unui tren de aterizare mai usor (mai putin inalt) şi exploatarea

efectului Coandă pentru sporirea portanţei aripii (e.g. An72, Yc 14, Beriev 200 et c.).

Calculul atenuarii din zona „umbrită” de aripă se face cu ajutorul formulei:

5||2tanh

||2log20 10

N

NLB

Unde N este numarul Fresnel (dependent de lungimea de unda) cu lungimea caracteristică

egală cu diferenta dintre cel mai scurt drum geometric care ocoleşte bariera (în cazul nostru aripa)

şi distanţa geometrică dintre sursă şi observator (prin bariera).

Pentru un observator aflat în afara zonei „umbrite” (N<-0.192) nu se ia în calcul nici o

atenuare; pentru un observator din zona de tranziţie (-0.192<N<0) tangentă hiperbolică poate fi

înlocuită cu tangentă trigonometrică.

Bibliografie :

[1] Noise Reduction Potential of Large,Over-the-Wing Mounted, Advanced Turbofan Engines;

Jeffrey J. Berton,NASA

92

4.4Atenuarea activă a zgomotului prin mijloace electronice

Această metodă a anulării active a zgomotului este unul dintre cele mai elegante

exemple de atenuare a undelor în antifază. În esenţă este vorba de înregistrarea sunetului

pe care dorim să îl atenuam-procesarea semnalului şi re-emiterea unui semnal de

intensitate apropiată în antifaza cu sunetul initial. Astfel de soluţii sunt aplicabile atât în

cabina pasagerilor cât şi pe aeroporturi. În ultimii ani au fost cercetate metode pentru

implementarea de sisteme similare şi direct la sursele de zgomot (i.e. pe canalul de

ocolire al ventilatorului)

fig.4.4.1 exemplu de schema a unui reversor de fază

Deoarece procesarea semnalului constituie o întârziere în procesul de atenuare

activă, este de preferat o soluţie cât mai simplă (desi viteza şi puterea de calcul permite o

atenuare activă excelentă chiar în cazul unui semnal procesat printr-un sistem

computerizat).

93

Tehnica emiterii de unde în antifază (cu o diferentă de fază de 180º) derivă direct

din tehnologiile de antifonare folosite la căstile pilotilor. Acestea combină atenuarea

pasivă (prin materiale fono-absorbante) foarte utilă pentru frecvente de minim 500 Hz, cu

atenuarea activă. Deoarece atenuarea activă este mai utilă pentru frecventele joase, cele

doua metode se suplinesc foarte bine.

Anularea activa este ineficientă la frecvente înalte (peste 500Hz) din pricina

limitarii filtrelor adaptive şi a acuitătii difuzoarelor care nu fac intotdeauna faţă la un

sunet complex într-o bandă mai largă de frecvenţe.

fig.4..4.2 cele două sisteme generice: cu buclă deschisă şi cu bucla închisă (feedback

negativ)

În sistemul cu buclă deschisă, microfonul este în exteriorul castii, ceea ce conduce

la inexactităţi din cauză că semnalul „auzit” de microfon este puţin diferit (din cauza

atenuarii pasive a căstii în sine) de semnalul receptat de urechea umană.

Sistemele cu feedback negativ elimină aceste inexactităţi însă, din cauza faptului

ca stabilitatea este garantată numai în limitele definite de fază şi gain*, aplicaţiile sunt la

rândul lor limitate. Sistemele cu buclă închisă sunt în special vulnerabile din cauza

schimbarilor excesive de fază în semnalul de feedback-cauzate de întârzierile de

procesare. O îmbunatatire a sistemului o reprezinta adaugarea unui filtru low-pass (care

la rându-i limitează banda de frecvenţă) pentru a regla continutul semnalului de feedback.

Metodele mentionate anterior folosesc filtre analogice, pentru a realiza o

compensare mai bună atât în fază cât şi în amplitudine folosesc filtre digitale (adaptive).

Microfonul de referinţă de

la exterior trimite un semnal către

un filtru adaptiv care, printr-o

funcţie de transfer, încearcă să

prezică sunetul din interiorul

caştii-sunet pe care apoi îl emite în

antifază catre difuzor(plus

semnalul audio dorit). Cel de-al

doilea microfon înregistrează

sunetul din interiorul caştii şi

transmite un semnal de eroare

către filtru care se adaptează

pentru a reduce orice abatere.

microfon

difuzor

audio

input

audio

input

filtru

microfon principal

difuzor

audio

input

microfon

corectare

difuzor

disp. temporizare

actualizare

94

*calculabile prin analiza Nyquist-Bode asupra domeniu de frecvenţă

De obicei, controlerul într-un filtru adaptiv este de tip LMS (Least Mean Square)

care este pre-programat pentru a opera într-o bandă largă de frecvenţe. Problema cu acest

tip de filtru este că pentru semnale pure (tonuri) sau într-o bandă redusă, eficienta lor

scade ca urmare a faptului că acestea încearcă să se adapteze fără a converge. Pentru

tonuri pure sau în banda îngustă sunt folosite filtre de tip IIR (Infinite Impulse Responce)

pentru că acestea au o caracteristică recursivă.

Se poate imagina şi un

algoritm de filtrare de tip recursiv

folosind două filtre adaptive LMS

(US Patent No. 4,677,677).

Aceasta solutie nu este la fel de

bună ca un filtru IIR dar

parametrii săi sunt apropiaţi.

fig.4.4.5

diferenţa

dintre

atenuarea

maximă

teoretică (24)

şi cea

practică(23)

US4455675

Optimizarea acestor sisteme constă în adoptarea unor filtre adaptive, metodă

îmbunatăţită substanţial de Siravara et at. Metoda acestora implică folosirea procesarii în

subbanda cu rezultate bune pentru frecvenţele joase (atenuare suplimentară de 4dB între

500Hz-750Hz) şi foarte bune pentru frecvenţele medii ( suplimentar faţă de metodele

clasice de ~5dB pentru frecvenţe între 750Hz-1250Hz).

Hz

dB

filtru adaptiv

difuzor

microfon principal

filtru

adaptiv

audio

input

microfon

corectare

95

Janardan B.A.; Brausch J.F. –General Electric US Patent 6502383

Atenuatorul de zgomot este alcătuit dintr-o serie de aripioare de mici dimensiuni dispuse

pe întreaga circumferinţă a secţiunii de ieşire a gazelor arse. Aceste aripioare crează o zonă de

curgere turbulentă care favorizează amestecarea unui strat subţire din fluxul de gaze arse cu aerul

ambiental.

fig.4.5.1 diverse moduri de dispunere a dispozitivelor (aripioarelor) de amestecare

96

fig. 4.5.2 dispozitive Janardan aplicate pe ajutaje convenţionale (stânga) şi chevronate (dreapta)

Tse Man-Chun-Pratt and Whitney Canada US Patent 6505706

Dispozitivul inventat de Tse este menit să reducă nivelul de zgomot care este directionat

către sol. Prin aceasta abordare, Tse nu încearcă reducerea nivelului total al zgomotului ci doar

să îl redirectioneze către o zonă mai puţin afectată de acesta.

După cum se mentionează şi în brevet, dispozitivul este usor de fabricat şi întreţinut şi

poate fi îmbunătăţit prin diverse metode cum ar fi suprafeţe speciale sau combinaţii cu alte tipuri

de mixere de aer.

97

fig. 4.5.4

direcţia de

propagare a

zgomotului

la un

dispoztiv de

evacuare

normal (sus)

şi cu

dispozitiv

Tse (jos)

98

fig. 4.5.6 diverse reprezentari ale invenţiei

Stanek J. Michael-US Airforce US Patent 6571549

Invenţia utilizează tuburi rezonante pentru atenuarea zgomotului turbomotoarelor. În

acest caz este vorba de două tuburi de rezonanţă parcurse de gaz de înaltă presiune situate la

exteriorul motorului pe marginea efuzorului. Tuburile respective-numite injectoare de pulsuri de

inaltă frecvenţă- sunt dispuse diametral opus şi au ca sursă de gaz un compresor de aer. Fiecare

injector de puls are orientarea de aşa manieră încât să trimită pulsuri de unde mecanice în

marginea exterioară a coloanei de gaze de evacuare. Aerul provenit de la injectoarele de puls

atenuează tendinţa de creare a unor structuri turbulente (în stratul dintre gazele de evacuare şi

aerul ambiental). În acelaşi timp gazele arse sunt amestecate cu aerul provenit de la injectoarele

de puls.

Dispozitivele sunt doatate cu o valvă care divizează fluxul de aer comprimat pentru

injectorul primar şi secundar (astfel avem un control mai bun asupra frecvenţei).

Soluţia propusă de Stanek nu are piese (mari) în mişcare ceea ce conduce la o fiabilitate

deosebită.

99

fig. 4.5.7 dispozitivul rezonator

Stanek

fig. 4.5.8

100

Bonnet J.-P. et al-Centre National de la Recherche Scientifique-US Patent7174718

Prin acest brevet este descris un mod de a controla modul în care se realizeaza amestecul

dintre gazele de ardere şi aerul din canalul de ocolire prin folosirea unor actuatori piezo-electrici.

Bonnet propune, intr-o alta sectiune a brevetului, utilizarea unui arc electric pentru a

controla separarea fluxului prin efect corona.

Din constructia motorului, linia de separare dintre fluxul de gaze arse şi cel de la

ventilatorare o inclinare de 10° pana la 30° pentru a stimula desprinderea fileurilor de gaze de

peretii conductei. Prin mijloacele propuse de inventatori se doreste reatasarea periodica a

fluxurilor în vederea unui control mai fin asupra modului de amestecare a celor două fluxuri. Din

cercetările experimentale grupul de oameni de ştiinţă a constatat că banda de frecvenţe optimă

pentru ciclul atasare-desprindere este între 50 Hz şi 10 kHz.

Electrozii folosiţi în cea de-a doua propunere vor fi dispusi la o zecime de diametru (al

conductei de gaze) faţă de marginea conductei iar distanţa dintre electrozi va fi între

10 şi 20 mm.

fig. 4.5.9 tendinţa naturală de separare a curentului(sus) şi după ataşarea comandată (jos)

101

Papamoschon Dimitri – University of California US Patent 7293401

Ideea descrisă de Papamoschon implică folosirea unor suprafeţe de comandă pentru a

influenţa direcţia de curgere a celor două fluxuri într-un motor turboreactor cu dublu flux.

Astfel, fluxul de aer de la ventilator poate fi directionat către locul pe care dorim să-l

protejam fonic. În esenţă directoarele de flux nu fac nimic altceva decât să aducă mai mult aer de

răcire către zona cea mai apropiată de sol, astfel se crează o porţiune mai bine racită şi deci o

zonă cu o sursă mai puţin intensă de zgomot.

fig. 4.5.10 motor echipat cu directoare de flux (în poziţia “activat”) în care gazele arse sunt

direcţionate în sus iar aerul de racire catre sol.

102

Bertin J.H. – US Patent 3685612

Invenţia lui Bertin datează de la începutul anilor ’70 şi descrie un dispozitiv de

amestecare a aerului din fluxul secundar cu gazele de ardere. Particularitatea sistemului constă în

faptul că acest mixer de aer este plat – particularitate aplicată practic numai la avionul

nedetectabil F-117.

fig. 4.5.12 dispozitiv similar

descris in

US 2396208

103

Pe lângă scopul evident de a masca

palele în rotaţie ale compresorului de

undele radar incidente, folosirea unui

grilaj în faţa dispozitivului de admisie are

ca rezultat inclusiv reducerea semnăturii

sonore. Acest gen de grilaj este descris

într-o serie intreaga de brevete destinate

reducerii zgomotului provenit de la

ventialtor sau compresor.

fig. 4.5.14 grilaj escamotabil GB 820366 Rolls Royce 1947

104

Turbomotorul cu dublu ventilator

Acest tip de MTR-DF este descris în brevetul US7107756 (Andrew Rolt- Rolls Royce) în

2006. Respectivul brevet descrie inclusiv un sistem similar celui de mai jos cu trei ventilatoare şi

un sistem cu dublu ventilator cu angrenaj.

Avantajele acestui sistem sunt pe de o parte de natură acustică iar pe de altă parte

termodinamică, reuşindu-se o mărire a factorului de dublu flux (de aproape două ori) evitând

creşterea excesivă a diametrului ventilatorului.

fig. 4.5.16 configuraţia motorului descris de Rolt şi vederile frontală, mediană (secţiune) şi

posterioară.

105

Un alt mijloc utilizabil este utilizarea unui reductor de turaţie pentru antrenarea rotorului

de ventilator la o viteză de rotaţie mai mică. Această invenţie dateaza încă din ’60, preconizându-

se a fi pusă în practică deabia la generaţia urmatoare de MTR-uri, de către Pratt and Whitney

(deşi brevete similare sunt deţinute de toţi marii producători de turbomotoare). în plus faţă de

avantajele acustice, se realizează un regim de turaţie bun atât pentru ventilator cât şi pentru

turbina de joasă presiune fapt care conduce la îmbunătăţirea randamentului.

fig. 4.5.17 MTR-DF cu ventilator antrenat printr-un reductor de turatie US4251987 (G.E.)

fig. 4.5.18 avion cu sistem de propulsie cu dublu ventilator-US0099632 Pratt & Whitney -2008

acustica motoarelor turboreactoare cu dublu flux dragan valeriu 2009

Documents