KLÍČOVÁ SLOVA ventil, letecké palivo, pomocná energetická jednotka, elektromagnet, pružina, tlakové ztráty, provozní stavy ventilu, CFX 3WSV

Transkript

1 NÁVRH STOPOVACÍHO VENTILU PRO MALÝ TURBÍNOVÝ MOTOR Bc. Jiří Kropš Jiráskova 65 Strakonice I jirka@karen.cz ABSTRAKT Tato práce se zabývá návrhem trojcestného ventilu umístěného mezi čerpadlo paliva a spalovací komoru pomocné energetické jednotky v letadle. Ventilem prochází palivo buď do spalovací komory, nebo zpětným okruhem zpět před palivové čerpadlo. Výpočet je prováděn s ohledem na tlakové ztráty a hmotnost ventilu iterační metodou. Nakonec je ventil kontrolován na tlakové ztráty pomocí CFX programu. KLÍČOVÁ SLOVA ventil, letecké palivo, pomocná energetická jednotka, elektromagnet, pružina, tlakové ztráty, provozní stavy ventilu, CFX 1. ÚVOD Předmětem řešení je návrh třícestného hydraulického ventilu (dále 3WSV) ovládaného elektromagnetem. Ventil je součástí vybavení palivového regulátoru malého turbínového motoru a slouží k otevření, resp. přerušení palivové cesty z regulátoru paliva do spalovacích ramp turbínového motoru. Regulátor paliva s čerpadlem pro APU 3WSV Spalovací rampa Obrázek 1: Schéma zapojení 3WSV v systému APU Auxiliary Power Unit (Pomocná energetická jednotka) APU je provedena ve formě malé spalovací turbíny připojené na elektrický generátor. Jako palivo se zde používá letecké palivo. Letecké palivo přitéká z nádrže do palivového regulátoru (čerpadla) a skrze trojcestný ventil (3WSV) teče do spalovací komory spalovací turbíny. 3WSV je dvoupolohový, třícestný ventil ovládaný přímo elektromagnetem. Schéma je uvedeno na obrázku 2a 3. Stav I: Obrázek 2: Schema ventilu ve stavu I - elektromagnet je vypnutý - pružina drží klapku v horní poloze - porty C a B jsou spojeny - port A je uzavřen Obrázek 3: Schema ventilu ve stavu II Stav II: - elektromagnet je zapnutý - pružina působí ve směru proti elektromagnetu, při vypnutí elektromagnetu musí pružina zajistit přestavení ventilu zpět do Stavu I - porty C a A jsou spojeny - port B je uzavřen 1

2 Podmínky, za kterých musí být ventil schopen pracovat Provozní teploty -55 C až +125 C Kolísání napětí v rozvodné elektrické síti 12V až 32V Přetížení 6g Životnost ventilu cyklů Maximální objemový průtok 130l/hod povolená tlaková ztráta ventilu při jednotlivých provozních stavech propojené porty C-A (Stav II) maximum 50 mbar & 20 C & 50 l/h propojené porty C-B (Stav I) maximum 0,6 bar & 20 C & 50 l/h Instalace ventilu a maximální rozměry Ventil je instalován do kavity v tělese palivového regulátoru, kde jsou svrtány otvory se vstupem a výstupy přívodu paliva. Ventil je zamontován přímo v tělese palivového regulátoru. Tím se dosahuje snížení hmotnosti a zvýšení odolnosti proti poškození. Maximální zástavbové rozměry ventilu nesmí přesáhnout rozměry uvedené na obrázku 4. Maximální požadovaná suchá hmotnost ventilu (i s elektromagnetem) je 0,32kg. Obrázek 4: Maximální zástavbové rozměry 2. VOLBA KONSTRUKCE VENTILU Při návrhu koncepce ventilu, byly navrženy dvě varianty šoupátkový ventil a sedlový ventil. Obě varianty se liší konstrukcí průtočné části ventilu. Jednu z variant je nutné zvolit a je nutné vytvořit rozvahu výhod a nevýhod obou variant a tu nejlepší zvolit. Po stránce tlakových poměrů, může být šoupátkový ventil teoreticky silově vyvážen. Na obě čela šoupátka totiž působí stejný tlak, což vede ke stejným silám na stejnou plochu ale opačně orientované. Tím se síly vyrovnají a jejich výslednice je nulová. Výsledná velikost síly potřebná k přestavení šoupátka ventilu je potom dána třením, silou pružiny, silou způsobenou zbytkovou nevyvážeností ploch od drobných výrobních odchylek a rozdílným dynamickým tlakem. 2

3 Obrázek 5: Šoupátkový ventil Obrázek 6: Sedlový ventil Sedlový ventil Výhody: těsnost ventilu (malý nebo žádný prosak kapaliny) stačí malý zdvih (je to výhodné při volbě charakteristiky elektromagnetu) nižší náročnost na přesnost (stačí lapovat jen dosedací plochy břitů a klapku) nízké nebezpečí zadření ventilu (zatvrdnutí pryskyřice) *poznámka1* menší axiální rozměr ventilu Nevýhody: množství dílů větší radiální rozměr (větší síla působící na vytržení ventilu z tělesa regulátoru) horší silové poměry (tlak kapaliny působí na klapku ventilu, větší síla potřebná ke změně stavu) Šoupátkový ventil Výhody: konstrukční jednoduchost (menší počet dílů) dobré tlakové poměry (tlak v kapalině nepůsobí velkou silou na šoupátko) tudíž menší nároky na sílu elektromagnetu menši radiální rozměr (menší síly působící na vytržení ventilu z tělesa regulátoru) Nevýhody: velký axiální rozměr (nevyhovuje zadání) není zcela těsný (dochází k prosaku kapaliny) nutné malé vůle mezi šoupátkem a pouzdrem (velké výrobní náklady) velký zdvih cca 1,5 mm (nevýhodné z hlediska charakteristiky elektromagnetu) velké nebezpečí zalepení a zadření *poznámka1* Poznámky: *poznámka1* - U šoupátkových ventilů připadá v úvahu větší pravděpodobnost zadření/zatuhnutí šoupátka. Jedná se o problém s používaným médiem. Letecké palivo obsahuje částečky pryskyřic, které se dostávají mezi šoupátko a stěnu a mohou způsobovat zanesení tenkých spár mezi šoupátkem a ventilem. Po zanesení těchto spár pak může dojít k zadření ventilu. Při vyschnutí ventilu zas může dojít k jeho přilepení. Mezi pouzdrem a šoupátkem je veliká plocha a síla k odtržení může být velice značná. Naproti tomu u sedlového ventilu jsou jen velice malé dosedací plochy, a proto je síla potřebná k odtržení klapky od břitů jen velmi malá. Vzhledem k uvážení všech aspektů volíme sedlový ventil jako preferovanou variantu pro další práci. Sedlový ventil má více výhod a méně nevýhod než šoupátkový ventil. Navíc riziko zalepení a zaseknutí šoupátkového ventilu je tak velké, že si to nemůžeme dovolit. Ventil bude používán v letadlech a tam obzvláště záleží na bezproblémové funkci všech zařízení, neboť na nich záleží bezpečnost cestujících. 3

4 3. VÝPOČTOVÁ ČÁST Při návrhu ventilu navrhneme postup výpočtu. V programu Excel 2007 vytvoříme program s tímto postupem výpočtu a budeme modifikovat některé parametry. Při výpočtu budeme postupovat formou iterací. Budeme měnit jednotlivé parametry ventilu a hledat optimální rozměry, abychom dosáhli co nejnižší hmotnosti ventilu, nejnižšího namáhání a přitom splňovali podmínku tlakových ztrát. Budeme měnit rozměry funkčních částí ventilu a kontrolovat tlakovou ztrátu, abychom nepřekročili povolenou hodnotu. Jako výsledek zvolíme jednu variantu a odečteme z Excelu potřebné hodnoty velikostí sil pružiny a elektromagnetu při Stavu I a II. Obrázek 7: Rozměry průtočné části ventilu Rozměry funkčních části ventilu: D a - vnější průměr dosedacího břitu klapky na portu A D a = 7 mm D b - vnější průměr dosedacího břitu klapky na portu B D b = 5 mm m a - šířka dosedacích břitů klapky na portu A m a = 0,05mm m b - šířka dosedacích břitů klapky na portu B m b = 0,05 mm d a - průměr otvoru, kterým proudí kapalina v trysce portu A d a = 2,96 mm d t - průměr jehly, která vlivem elektromagnetu působí na klapku. Jehla prochází otvorem trysky portu A d t = 1mm d b - průměr otvoru, kterým proudí kapalina v trysce portu B d b = 1,4 mm h - zdvih klapky ventilu h = 0,9 mm Zavřený ventil Otevřený ventil Obrázek 8: Vyznačení nejmenších průtočných průřezů 4

5 Nejmenší průtočné průřezy ventilu: f b plocha průřezu průtočné části v trysce B f b = 1,5394 mm 2 f cb plocha průřezu průtočné části mezi tryskou B a klapkou f cb = 3,9584 mm 2 f a plocha průřezu průtočné části v trysce A f a = 6,0959 mm 2 f ca plocha průřezu průtočné části mezi tryskou A a klapkou f ca = 4,9274 mm 2 Velikosti jednotlivých průtočných ploch se vypočítají z rozměrů funkčních částí ventilu. Hodnoty, které jsou uvedeny v následujících výpočtech, jsou hodnotami, které byly zvoleny na základě výpočtů prováděných v programu Excel. Slouží zde jako příklad výpočtu a zároveň udávají hodnoty veličin navrženého ventilu. Při výpočtu takových ztrát podle Bernouliho rovnice zadáváme do výpočtu celkový ekvivalentní průřez. Ekvivalentní průřez, je takový průřez, který způsobuje stejně velké tlakové ztráty jako více větších průtočných průřezů řazených za sebou v sérii. ekvivalentní průřez průtočné části ve Stavu II (1) ekvivalentní průřez průtočné části ve Stavu I (2) tlaková ztráta ventilu ve Stavu I (mezi porty B a C) tlaková ztráta ventilu ve Stavu II (mezi porty A a C) (3) (4) Výpočet působících sil v jednotlivých provozních stavech Při výpočtu sil působících na klapku ventilu musíme uvažovat vždy tu nejhorší variantu nastavení tlaků nad a pod klapkou ventilu, které může nastat. Tlaky na jednotlivých stranách klapky jsou různé v obou polohách ventilu a zároveň je v obou polohách jinak velké plocha vystavená působícímu talku z jednotlivých portů. Tlak v jednotlivých portech se v průběhu provozu může měnit, i když je ventil stále ve stejné poloze. Například vlivem výšky letu, výkonu e-apu, změnou průtoku paliva atd. Proto při návrhu pružiny a při návrhu elektromagnetu uvažujeme jiné nastavení tlaků v jednotlivých portech. A to takové, které nejvíce brání přestavení ventilu, nebo udržení ventilu v požadované poloze. Popis indexování sil při výpočtu: F - síla blíže určená indexy: a, b, c - označení směru ze kterého portu ventilu působí síly g - označení setrvačné síly od přetížení p - síla v pružině m - síla v elektromagnetu I, II - vyznačuje v jaké poloze se ventil nachází - Síly působící ve Stavu I Návrh pružiny: Ve stavu I musí pružina při vypnutém magnetu zajistit přítlak klapky do sedla A vždy určitou minimální silou (volme 3-6N) = přebytek síly. Největší síla na klapku, kterou musí pružina s uvedeným přebytkem síly udržet ve stavu I je za podmínky, že v kanále B je tlak 0,35 bar a v kanále A je tlak ze spalovací komory. Tento tlak uvažujeme 5-6 bar. Jedná se o okamžik, kdy motor točí 100% a čerpadlo už nedává průtok (např. po příkazu Stop). 5

6 Návrh magnetu: Magnet v zapnutém stavu ve stavu I musí zajistit přetlačení klapky od trysky s návrhovou reservou 3-6 N, kdy ventilem poteče do vratné větve palivo potřebné pro start APU (cca 10 l/hod), ve vratném kanále bude největší tlak daný max. tlakem dopravních čerpadel (3bar) a ve spalovací komoře bude nejnižší tlak daný nejvyšší výškou letu (0,26bar pro 10km) tj. režim startu v nejvyšší provozní výšce. Dále musí překonat ještě sílu předpětí pružiny rozebranou výše pro stav I. Obrázek 9: Směry působících sil a)při návrhu pružiny (vlevo), b) při návrhu elektromagnetu (vpravo) Návrh pružiny: Ve stavu II musí síla pružiny zajistit, při vypnutém magnetu, přestavení do stavu I opět s přebytkem síly alespoň 3-6 N! Největší síla na klapku od tlaku kapaliny nastane při tlaku v kanále A p a = 84 bar (maximální systémový tlak) a při maximální tlakové ztrátě v kanálu C a A. Tato ztráta nastane při průtoku z C do A při 130 l/hod. V kanálu B uvažujeme minimální tlak p b = 0,35 bar, který pomáhá k přestavení klapky nejméně. Návrh magnetu: Magnet v zapnutém stavu ve stavu II musí zajistit přítlak klapky na trysku s přebytkem 3-6 N, kdy ventilem neproudí žádné palivo a tlaky v kanálech A, B a C jsou stejné (0.35) bar a síla v pružině odpovídá velikosti splňující předchozí podmínku viz. kapitola návrh pružiny pro stav II. Obrázek 10: Směry působících sil a)při návrhu pružiny (vlevo), b) při návrhu elektromagnetu (vpravo) Výpočty jednotlivých sil a ploch, na které působí tlak, v této zprávě uvedeny nejsou, z důvodu omezeného rozsahu této zprávy. Výstupem tohoto výpočtu je potřebná charakteristika pružiny a elektromagnetu a rozměry ventilu. Obrázek 11: Charakteristika pružiny 6

7 4. VÝSLEDNÁ KONSTRUKCE VENTILU Obrázek 12: Charakteristika elektromagnetu Obrázek 13: Výsledná konstrukce ventilu 7

8 5. KONTROLA TLAKOVÝCH ZTRÁT Pomocí CFX programu Fluent provedeme kontrolu tlakových ztrát ventilu. Bude kontrolována tlaková ztráta v obou provozních stavech ventilu. To znamená ve Stavu I, kdy je ventil uzavřen a kapalina proudí ze vstupu do výstupu B a potom před čerpadlo. A druhou variantou výpočtu je Stav II, kdy je ventil otevřen a kapalina proudí ventilem ze vstupu do výstupu A a následně do spalovací komory. Kontrola bude prováděna na referenční hodnotu objemového průtoku 50 l/hod, ke které jsou uvedeny hodnoty povolených tlakových ztrát v zadání. Při výpočtu kontrolujeme velikost tlakové ztráty která se určí rozdílem totálního tlaku na vstupu a výstupu z ventilu. Tento výpočet je nutné provést pro oba provozní stavy. fyzikální vlastnosti paliva MIL-DTL E grade JP-8: dynamická viskozita (Dynamic Viscosity) η = 0,0015 kg*m -1 *s -1 při teplotě 20 C dynamická viskozita (Dynamic Viscosity) η = 0,005 kg*m -1 *s -1 při teplotě -55 C hustota (Density) ρ = 780 kg*m -3 Výsledná tlaková ztráta ve stavu I p t vstup - totální tlak na vstupu je 45754,2 Pa - totální tlak na výstupu je 696,9 Pa p t výstup (5) Výsledná tlaková ztráta ve stavu II p t vstup - totální tlak na vstupu je 206,5 Pa - totální tlak na výstupu je -4689,6 Pa p t výstup Obrázek 14: Zobrazení průběhu totálního tlaku ve Stavu I (6) Hodnoty tlakových ztrát jsou menší než povolené hodnoty. To znamená že ventil vyhovuje. Obrázek 15: Zobrazení průběhu totálního tlaku ve Stavu II 6. ZÁVĚR Po zvážení všech konstrukčních aspektů byl zvolen pro toto zadání sedlový ventil. Pro jeho spolehlivost a potřebu menší silové rezervy na změnu stavu (přepnutí). Byly provedeny potřebné výpočty kontroly tlakových ztrát a výpočty sil působících na ventil. Pomocí programu vytvořenému v tabulkovém editoru Excell 2007 byly zvoleny optimální rozměry průtočné části ventilu. Následně byla vytvořena konstrukce celého ventilu. Také byla provedena kontrola hmotnosti ventilu pomocí programu ProEngineer. Celková hmotnost je 0,31kg. Následně po dokončení návrhu rozměrů byla provedena kontrola tlakových ztrát ventilu pomocí metody konečných prvků CFX Fluent Z kontroly tlakových ztrát je patrné, že navržený ventil vyhovuje požadavkům zadání 7. PODĚKOVÁNÍ Poděkování patří firmě Jihostroj a.s., která mi zadala tuto diplomovou práci. Zároveň patří poděkování Prof. Ing. R. Marešovi, CSc., jakožto vedoucímu mé diplomové práce a také Ing. V. Rynešovi - vedoucímu konstrukce divize letectví ve firmě Jihostroj a.s. za poskytnutí konzultací ohledně této problematiky. 8. LITERATURA Knižní publikace [1] Ing. Josef Pivoňka a kolektiv, Tekutinové mechanismy, 1987 [2] J. Pluhař a kol., Nauka o materiálech, 1989 [3] Ing.Pavel Vávra, Strojírenská Příručka, 1994 [4] Ing. J. Leinveber, Ing. J. Řasa, Ing. P. Vávra, Strojírenské tabulky, 3.vydání, Praha, 1999, Scientia spol. s r. o. [5] J. Fiala, A. Bebr, Z. Matoška, Strojnické tabulky 1, Praha, 1987, SNTL Elektronická verze manuálu [6] manuál Fluent 6.3 Help 8