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. Definiţii pentru mărimile studiate

1

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

2.Programul JADE- Jet Acoustic Digital Engineering

10

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

2.2.9. Rezonatorii Helmholtz

24-25

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 neutilizarea 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). ⎛ P2 LP = 10 log10 ⎜ 2 ⎜P ⎝ ref

⎞ ⎛ ⎟ = 20 log10 ⎜ P ⎟ ⎜P ⎠ ⎝ ref

⎞ ⎟ ⎟ ⎠

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:

Ltotal

⎛ Pi ⎜ ⎜P ⎝ ref

⎛ ⎛ P = 10 log10 ⎜⎜ Σ in=1 ⎜ i ⎜P ⎝ ref ⎝

⎞ ⎟ ⎟ ⎠

2

⎛ ⎞ ⎟ 20 log ⎜ Σ n ⎛⎜ Pi 10 ⎜ i =1 ⎜ ⎟= ⎝ Pref ⎝ ⎠

⎞ ⎟ ⎟ ⎠

⎞ ⎟ ⎟ ⎠

2

Li ⎞ ⎟ = 10 10 ⎟ ⎠

De punctat este faptul ca indiferent care ar fi intensitatea unei surse sonore, SPLul 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.

ξ = ∫ vdt t

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:

1 pdt = v = c unde Z reprezinta impedanta acustica, ω este Z ∫t ω ω2 pulsaţia undei iar c viteza sunetului în mediul respectiv.

ξ=

Impedanţa acustică (impedanta sonoră sau impedanţa caracteristică) reprezintă raportul dintre presiunea sonoră efectiva şi produsul dintre viteza acusticăşi aria suprafeţei în cauză.

Z=

P vA

z = ZA =

Z0 = ρ ⋅ c sunetului.

unde A reprezintă aria suprafeţei P v

reprezintă impedanţa acustică specifică impedanţa caracteristică a mediului, ρ fiind densitatea iar c viteza

Impedanţa complexă este folosită pentru a lua în calcul relaţia de legatură dintre faza undei şi viteza acustică. Z = R + iX 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. −1 ⎛ X ⎞ Impedanţa de fază : ∠Z = tan ⎜ ⎟ Influenţa temperaturii ⎝R⎠ °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 Intensitatea sonoră este definită ca fiind +5 334.3 1.269 424.3 raportul dintre Puterea sonoră şi aria suprafeţei în +10 337.3 1.247 420.6 cauză. Intensitatea este o mărime vectorială pentru +15 340.3 1.225 416.8 care direcţia de propagare se consideră a fi direcţia +20 343.2 1.204 413.2 medie a fluxului de energie sonoră. [I]=W/m^2 +25 346.1 1.184 409.8 T +30 349.0 1.165 406.3 1 I = ∫ Pinst (t ) ⋅ v(t )dt T 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 E I = ξ 2ω 2 = unde E reprezintă densitatea energiei sonore ρ Puterea sonoră (SWL) măsoară fluxul de energie acustică per perioada de timp.

2

2

W_0 = 0dB =10^(-12)W fiind Puterea de referinta ⎛W ⎞ ⎛ 4πr 2 ⎞ ⎟ ⎜ ⎟⎟ la distanţa r cu S_0=1m^2 10 log10 ⎜⎜ LW = 10 log 10 ⎜ W ⎟ ; SWL=SPL+ S ⎝ 0 ⎠ ⎝ ref ⎠

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.

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). izofone actuale Robinson şi Dadson (1956)-fostul standard

Contururi izofonice

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.

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. 450Hz

1.4

500Hz

1000Hz

1.2

1

0.8 B d 0.6

0.4

0.2

0 -20

-10

0

10 Celsius

20

30

40

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.

7

450Hz

3

500Hz

1000Hz

2.5 2 B 1.5 d 1 0.5 0 0

5

450Hz

1.6

10

15 Umiditate (%)

500Hz

20

25

30

1000Hz

1.4 1.2 1 B 0.8 d 0.6 0.4 0.2 0 0

20

40 60 Umiditate(%)

80

100

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

8 1.4. Elemente de aeroacustică Numărul lui Strouhal

Sr =

υL

unde υ este frecvenţă turbionului v 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).

p = −∇∇ ∫

T ( y, t −

R ) c dV

4πR p reprezintă presiunea (care variază); T(y, t-R/c) reprezinta tensorul Lighthill cu R=distanta faţă de sursa şi c=viteza sunetului V

unde

T (i, j ) = ρ ⋅ vi ⋅ v j ~ ρ 0 ⋅ V 2

unde V=viteza medie de curgere şi ρ_0=densitatea medie 2

1 1 1 ⎛V ⎞ V4 L 2 3 ⋅ ⋅ ⎜ ⎟ ρ0 ⋅V L = ρ0 2 p~ 4π x c 2 ⎝ L ⎠ c x pentru un ajutaj cu lungimea caracteristica (diametru) L, pe o suprafaţă sferică de rază x

9 Astfel, Intensitatea sonoră radiata este : I ( x) = ρ 0 3

V8 c5

⎛L⎞ ⎜ ⎟ ⎝x⎠

2

La aceeasi concluzii se poate ajunge şi urmarind variatia densitatii. Pornind de la expresia ecuaţiei Lighthill referitoare la densitate, se ajunge la forma: 2

p~

1 1 1 ⎛V ⎞ V4 L 2 3 ⋅ ⋅ ρ ⋅ = ρ V L ⎜ ⎟ 0 0 c2 x c2 ⎝ L ⎠ c4 x

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: I ( x) = ρ 0

V8 ⎛L⎞ ⎜ ⎟ c5 ⎝ x ⎠

2

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.

regiunea de unde radiază cel mai mult din zgomotul perceptibil 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!)

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; GliebeHo; 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. tub HQ canal de ocolire

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

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)

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.

θS+ θL

θS

PNL(dB) θL

Unghi ° 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.

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. R.J.Mantzi 1.4 1.2 1 0.8 0.6 0.4 0.2 0

fig.B.5 grafic cu variaţia unghiului de atac 0

5

10

15

20

25

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.

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 rotorstator 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. 100

celalalt factor de evanescenta

80 Factorul de evanescenta (cut off) K

60 40

se aduna numarul B rezultatului obtinut din grafic

20 0 0

20

40

60

80

100

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.

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

fig.B.8

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

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:

H

c

A 1 este pulsaţia de rezonanţă a tuburilor Helmholtz htub V

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 ResonatorType 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 TURBOFAN 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:

WSL

20 log10

3

 (T4 T3 ) m

0

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:

OWSL

20 log10

m (T4 T3 )

3

K

0

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 antifig. D.2 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. RT 3 L L=lungimea tubului 38.υ=frecvenţa dominanta a zgomotului 4 Este de preferat relaţia aceasta relatiei λ/4 deoarece sintetizează mai bine procesele fizice care au loc in sistemul de rezonanţă.

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 modificate. Iar

sunt funcţii Bessel de ordinul zero şi unu iar este un coeficient de instabilitate.

sunt funcţii Bessel

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

fig 2.2 ilustrare cu caracteristicile studiate

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. 300 200 100 0 -100 -200

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Serie1

-300 -400 -500 -600

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.

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 90 80 70 60 50 40

Serie1

30 20 10 0 -4

1

6

11

16

21

26

31

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) 120 100

sil

80 60

sil

40 20 0 0

10

20

30

40

50

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

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 de aterziari

interval orar

spl lateral

spl aproach

707 727 737-500 737-600 737-700 737-800 737-900 a320-233 a330 a340 a310 747-400 757-300 767-300 777-300

fig.2.7 exemplu de tabel pentru introducerea datelor

90 90.2 90.3 91.8 95.1

98 95.5 95.9 96.6 95.5

101.3 95.2 96.5 97.5

101.7 95.2 96.6 99.2

45

fig.2.8 exemplu de simulare a unei hărţi de zgomot 5

0 0

1000

2000

3000

4000

-5 Serie2 -10

-15

-20

fig.2.9 graficul corectiei pentru normalizare dB-A

atenuare atmosferica/hm 1.6 1.4 1.2 1 0.8 0.6 0.4 0.2 0

atenuare/km

0

1000

2000

3000

4000

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

46

Modulul de estimare a zgomotului ventilatorului:

Date de intrare: rpm, diametrul, debitul masic, raportul de presiune, raportul butuc/varf; 250 200 150 100 50 0 0

10

20

30

40

50

60

70

80

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

SPL(frecventa)[dB] 104 102 100 98 96 94 SPL2

92 90 88 86 84 0

1000

2000

3000

4000

fig.2.12 densitatea spectrală estimată pentru GEnX

5000

6000

7000

8000

90

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). Vârtejuri în sensul de Chevroanele funcţionează prin iniţierea curgere al fluxurilor

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)

48

Bază Mixer Chevroane

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)

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 deimersabile 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).

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 Diametrul ventilatorului Numarul de chevroane* Factor de dubluflux Tip chevron generaţie

Trent 1000 (Rolls Royce) 285 cm (112 in) 20* 11 - 10.8 fix Doar nacelă Materiale compozite 2007

GEnX (General Electric) 282 cm (111 in) 20* 9.5:1 fix Doar nacelă Materiale compozite 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

GEnX

Înaltime chevron(H)

Raza racordare interioară(R)

17.3

7.5

Distanţa dintre chevroane la vârf(V)-măsurată 28.75

Trent 18.3 7.41 29.33 1000 (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) 64.083

GEnX

Trent 1000

Rfan

Rmax

Rd/Rmax Rmax/Rfan Rd/Rf

70.54

89.818

0.713

1.273

0.907

Φd real [cm] 255.7

74.2

0.791

1.245

0.984

280.4

0.856

1.27

1.08

---------

58.76

Manual 787

64.1

79.8

9

11.5

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 SMC006 SMC001 SMC000 SMC005

N 6 6 0 6

L (mm) 22,6 22,6 0 22,6

< unghi° 18,2 5,2 0 0

Imersare(mm) 3,525 0.985 0 –0.005

47.7 52.2 50.8 54.5

(mm²) Г 0.292 0.089 0 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 SMC000 SMC006 SMC007

N 0 6 6

L (mm) 22,6 32

< unghi° 18,2 13,3

Imersare(mm) (mm²) Г 50,8 3,525 47,7 0,292 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 SMC000 SMC002 SMC004 SMC001 SMC003

N 0 4 5 6 10

L (mm) 32 26,6 22,6 14

< unghi° 5 5 5 5

Imersare(mm) 1,395 1,16 0,985 0,609

Г 50,8 53,6 53,6 52,2 53,9

0,089 0,089 0,089 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 SMC000 SMC003 SMC010

N 0 10 10

L (mm)

< unghi°

Imersare(mm)

14 15,2

5 9,8

0,609 1,299

Г 50,8 53,9 52,6

0,089 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
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.

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 Deformare (cm)

Deformare (cm)

imersare

retragere

retragere

imersare

I.A. + F.R

El. + F.R

Timp (minute)

Timp (minute)

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 Deformare (cm)

încălzire

răcire

Temperatura (°C)

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

77 Deformare (in)

Incalzire 1

Racire1

Incalzire 56

Racire 56

Temperatura (°F)

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. 146°C 134°C 123°C 113°C 101°C 90°C 67°C 54°C 45°C 32°C 21°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)

D

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 HighTemperature Shape-Memory Alloy

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 simpluflux 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).

Circulaţia în regiunea festonata a mixerului

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).

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.

factorul de creştere a tracţiunii cu amestecare/fără amestecare în funcţie de factorul de dublu flux

Factor de dublu flux

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

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

influenţa peretelui lateral superior 90

zona luată în considerare pentru analiză

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

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:

LB

20 log10

2 |N| tanh 2 | N |

5

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
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. difuzor

difuzor

microfon audio input

filtru audio input

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). microfon principal

Microfonul de referinţă de la exterior trimite un semnal către difuzor un filtru adaptiv care, printr-o actualizare funcţie de transfer, încearcă să prezică sunetul din interiorul disp. temporizare caştii-sunet pe care apoi îl emite în antifază catre difuzor(plus semnalul audio dorit). Cel de-al microfon corectare doilea microfon înregistrează sunetul din interiorul caştii şi audio transmite un semnal de eroare input către filtru care se adaptează pentru a reduce orice abatere.

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. microfon principal difuzor

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.

microfon corectare

filtru adaptiv

filtru adaptiv

audio input

dB

fig.4.4.5 diferenţa dintre atenuarea maximă teoretică (24) şi cea practică(23) US4455675

Hz 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).

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, preconizânduse 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