Periodico bimestrale
Anno XIX, numero 88
Sett./Ottobre
ISSN 1128-3874
Macchine aerauliche

Validazione di un modello CFD semplificato per analisi delle prestazioni globali di ventilatori assiali a sola girante

S. Castegnaro, M. Masi

Nell’ambito della ventilazione industriale è sentita la necessità di linee guida che aiutino l’impostazione di modelli numerici capaci di fornire rapide risposte mantenendo un adeguato livello di accuratezza. In questo lavoro viene presentata la validazione di un modello numerico semplificato che permette di simulare le curve di prestazione e di rendimento di un ventilatore assiale a sola girante nel tratto di funzionamento stabile. In particolare viene utilizzato un modello CFD proposto in letteratura idoneo allo sviluppo industriale e vengono confrontate le curve caratteristiche simulate e le misure sperimentali realizzate al banco prova. Il ventilatore utilizzato è stato allestito con un prototipo di palettatura realizzato con metodi di stampa 3D. Lo scopo del lavoro è fornire indicazioni che permettano di ridurre il tempo dedicato alla ricerca del dominio e della griglia corretti per lo studio a livello industriale di questo tipo di ventilatore.

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Distribuzione della pressione attorno alla pala.
In alto: lato in aspirazione, In basso: lato in pressione.

 

 

                                    

 

Figura 1: In alto: la configurazione a sola girante con il motore (M) a monte del ventilatore.
La freccia indica la direzione del deflusso.
In basso: il dominio rettilineo utilizzato per le simulazioni numeriche con la pala al centro.

 

 

Introduzione

L’impiego di software CFD per il calcolo dei parametri di moto è ormai pratica affermata nel campo delle turbomacchine (compressori e turbine) ad alte prestazioni in cui è richiesto un elevato livello di ottimizzazione. Tale pratica è meno diffusa nel campo della ventilazione industriale dove le ridotte velocità di rotazione della macchina da un lato e la versatilità operativa richiesta dall’altro tendono ancora a favorire i classici metodi di progetto ed analisi provenienti dalla teoria delle turbomacchine [1]. Benché tali metodi costituiscano ancora la base indispensabile alla fase di progetto preliminare della palettatura, le semplificazioni intrinseche contenute nelle ipotesi di modellazione dei fenomeni fluidodinamici li rendono meno efficaci in presenza di deflussi tridimensionali complessi all’interno dei canali inter-palari. Mentre gli effetti di tridimensionalità del deflusso sono trascurabili per palettature disegnate a carico aerodinamico costante lungo la pala, diventano invece importanti per disegni che prevedano distribuzioni di carico aerodinamico differenti. Palettature appartenenti a quest’ultima categoria sono largamente impiegate nei ventilatori assiali privi di schiere fisse. Per questa categoria di macchine la ricerca dell’ottimizzazione delle prestazioni e dell’efficienza è indirizzata verso tecniche di impilamento non radiale dei profili (NRS - Non Radial Stacking line). Tali tecniche prevedono un disegno palare con angolo di freccia e/o angolo diedro in maniera analoga al progetto di ali in campo aeronautico, con l’intento di sfruttare la tridimensionalità del moto a vantaggio di prestazioni e rendimenti di queste macchine. Per riuscire ad apprezzare gli effetti del moto tridimensionale le tecniche CFD sono di notevole aiuto, tanto da essere indicate da Vad come strumento indispensabile nei casi in cui il disegno palare includa tecniche NRS [2]. I vantaggi offerti dal calcolo CFD nel campo della ventilazione si scontrano con le difficoltà legate all’utilizzo in modo proprio, rapido ed efficiente degli strumenti di calcolo: generalmente il 50% del tempo impiegato in un’analisi di fluidodinamica computazionale è speso nella ricerca del dominio di calcolo e della griglia corretti piuttosto che dei risultati oggetto dell’analisi [3].

Diverse analisi CFD di palettature di turbomacchine presenti in letteratura mostrano l’utilizzo di modelli che sfruttano la periodicità azimutale del problema, limitando il dominio alla singola sezione di corona circolare che include la pala al fine di contenere il numero di celle e il tempo di calcolo. C’è una forte eterogeneità dei modelli proposti che si differenziano in particolare per il tipo di griglia e la scelta del modello di chiusura della turbolenza. Spesso i risultati delle analisi ottenuti da modelli semplificati differiscono in maniera apprezzabile dai risultati sperimentali. D’altra parte, analisi più precise richiedono maggiori tempi di calcolo. Dal momento che lo sviluppo di una palettatura richiede la simulazione di diverse configurazioni, quanto più i tempi di calcolo diventano importanti tanto più l’approccio CFD diventa inaccettabile a livello industriale. Nasce da questi presupposti la necessità di linee guida per la costruzione di un modello semplice, veloce e ingegneristicamente accurato per ricavare le prestazioni globali di un ventilatore in termini di curva caratteristica.

In questo lavoro sono simulate numericamente e misurate sperimentalmente le prestazioni di un ventilatore assiale a sola girante a rapporto tra diametri í = 0.444 per due diversi angoli di posizionamento della palettatura öp= 23° e 33°, con l’obiettivo di validare un modello CFD semplificato e di veloce impostazione ed esecuzione proposto di recente in letteratura [4]. Le curve caratteristiche sono state ricavate in forma adimensionale in termini di cifre di pressione Ø, di rendimento ç e portata Ö. Nella Sezione seguente (2) sono presentate brevemente le caratteristiche del ventilatore e della palettatura oggetto dell’analisi. La Sezione (3) presenta invece il modello numerico semplificato, la scelta del modello di turbolenza e le modalità di rilevazione delle curve caratteristiche. Nella Sezione (4) è descritto brevemente l’impianto UNI 10531 A con camera di prova all’aspirazione utilizzato per le rilevazioni sperimentali. A causa della limitazione di portata imposta dalla tubazione all’aspirazione, per completare le curve caratteristiche alle cifre di portata Ö più elevate è stata ridotta la velocità di rotazione del ventilatore per mantenere le condizioni di similitudine; per tenere conto dell’effetto peggiorativo sul rendimento ç conseguente all’abbassamento del numero di Reynolds è stato utilizzato un metodo correttivo presentato recentemente in letteratura [5]. L’utilizzo di tale metodo è descritto brevemente nella Sezione (4). Infine nella Sezione (5) è presentato il confronto tra le curve caratteristiche sperimentali e numeriche ottenute.

 

Palettatura oggetto dell’analisi

 

 

Figura 2: La pala della macchina di riferimento. A destra la pala vista dall’estremità.

 

La palettatura oggetto del confronto numerico-sperimentale appartiene ad un ventilatore assiale a sola girante per applicazioni industriali le cui caratteristiche geometriche sono riportate in Tabella 1, mentre in Figura 1 (in alto) è riportata la configurazione tipo con motore a monte della girante.

 

 

Tabella 1

 

rapporto tra diametri  

0.444

nr. pale N

10

gioco d’estremità adimensionale

~2%

velocità di rotazione n

1350 rpm

 

Tabella 1: Caratteristiche del ventilatore.

 

I ventilatori assiali sono generalmente utilizzati per portate di fluido elevate a fronte di medio-bassi incrementi di pressione

NOTA 1. Nei casi in cui siano richiesti ridotti salti di pressione la deflessione impartita alla corrente è modesta. Questo giustifica l’assenza di schiere fisse a monte o a valle della girante, ammettendo così la perdita della componente cinetica tangenziale a fronte di una maggiore semplicità della macchina. Tra le varie applicazioni, questi ventilatori vengono largamente impiegati nelle torri di raffreddamento degli impianti di condizionamento [6]. La girante è costituita da 10  pale calettate ad un mozzo cilindrico attraverso una spina conica che permette la variazione dell’angolo di posizionamento öp, per far fronte a diverse condizioni nominali di esercizio. Le caratteristiche della palettatura sono riportate in Tabella 2 mentre la pala è visibile in Figura 2: date le caratteristiche è ipotizzabile che sia stata disegnata a vortice arbitrario, quindi a velocità tangenziale all’uscita Vt2 costante, dove con il pedice 2 si intende la sezione d’uscita dalla girante (vedi Figura 1).

 

 

Tabella 2

 

corda media adimensionale

60%

curvatura media θ

21°

spessore

7%

     

 

Tabella 2: Caratteristiche della palettatura analizzata.

 

 

I profili che compongono la pala sono archi di cerchio a spessore costante, adeguatamente rastremati in coda [6]. Il file CAD è stato utilizzato sia per le prove numeriche, importando la geometria in formato .step nel software Star-CCM+ 8.02.011 della CD-Adapco® ,sia per le prove sperimentali esportando lo stesso disegno in formato .stl e realizzando i prototipi con metodi di stampa 3D FDM  NOTA 2.

 

3. Modello CFD

 

Figura 3: In alto: la mesh poliedrica con cui è stato discretizzato il dominio. In basso: particolare della griglia con l’affinamento nel settore Rotor.

 

 

Analogamente a quanto avviene per le rilevazioni sperimentali, anche numericamente le curve caratteristiche di un ventilatore si ricavano per punti, eseguendo differenti simulazioni a diverse portate di fluido elaborate dalla palettatura. Dato il considerevole numero di simulazioni da effettuare, è utile la disponibilità di un modello CFD che converga rapidamente raggiungendo risultati sufficientemente accurati in termini di cifre adimensionali. Questo permette di ricostruire numericamente le curve caratteristiche Ø−Ö e ç-Ö .

NOTA 1. Viceversa i ventilatori centrifughi vengono impiegati nelle condizioni opposte, con portate ridotte e incrementi di pressione più elevati

NOTA 2.  Fused Deposition Modeling: questa tecnica di stampa 3D prevede la costruzione della geometria desiderata attraverso la deposizione di materiale fuso. La tolleranza utilizzata per la ricostruzione della geometria in formato .stl è pari a 0.01mm.

 

Il modello numerico utilizzato è lo schema M2 di [4] che sfrutta la periodicità azimutale del problema per limitare l’analisi ad un dominio parallelepipedo la cui sezione è individuata suddividendo in 10 (numero delle pale) la corona circolare (annulus) della macchina.

La geometria palare è inserita nel dominio CFD con un gioco d’estremità pari a quello della palettatura reale. Questo modello si è dimostrato capace di ricavare il tratto di curva caratteristica nel campo stabile (quindi fin quando i fenomeni di stallo non diventano predominanti) e pertanto risulta indicato nella fase di progetto immediatamente precedente alla realizzazione del prototipo.

Dominio. Il dominio geometrico contenente la pala è il condotto rettilineo visibile in Figura 1, la cui sezione è individuata dividendo per il numero delle pale la corona circolare della macchina. E’ suddiviso in 3 parti: il sotto-dominio Rotor che contiene la pala, Upstream e Downstream rispettivamente a monte e a valle. In queste ultime due regioni le velocità fluide assolute sono espresse nel riferimento fisso; viceversa al settore Rotor è applicata la condizione Relative Reference Frame disponibile in Star-CCM+ che permette il calcolo delle velocità rispetto a una terna rotante allo stesso numero di giri del ventilatore (1350 rpm) attorno all’asse della macchina. La superficie superiore del sotto-dominio Rotor è stata mantenuta fissa poiché modella la cassa esterna del condotto contenente la girante. Le sezioni di ingresso e uscita del fluido dal canale sono posizionate rispettivamente a circa 4 e 6 corde a monte e a valle della pala. Questo permette di assumere che la direzione della velocità sia pressoché assiale all’ingresso del rotore e che le scie siano ragionevolmente chiuse al giungere all’uscita del canale. La lunghezza assiale del Rotor è invece pari all’estensione longitudinale del mozzo porta-pale. La semplicità geometrica del dominio generato estrudendo la sezione di partenza non richiede particolari abilità di modellazione solida.

Griglia. Per discretizzare il dominio si è impiegata una griglia non strutturata poliedrica che prevede uno strato di celle prismatiche a parete, con affinamenti localizzati nel settore Rotor (si veda Figura 3). Come indicato in [4] vengono impiegati elementi poliedrici poiché, pur presentando un’accuratezza inferiore rispetto agli esaedri, permettono sia la generazione pressoché automatica della griglia sia la possibilità di affinamento limitato alle zone dove sono presenti importanti gradienti delle grandezze fluide. In particolare è stato realizzato un affinamento localizzato della griglia nel settore Rotor ed è stato impiegato un minore numero di celle nei settori a monte e a valle, ottenendo un notevole risparmio di tempo computazionale. Il numero di elementi sufficiente al raggiungimento di risultati ingegneristicamente corretti però dipende dal modello di chiusura della turbolenza impiegato oltre che dal tipo di sistema fisico. Si definisce la condizione di indipendenza dalla griglia quando i parametri oggetto dell’analisi non variano più pur infittendo ulteriormente il passo degli elementi. In [4] utilizzando diverse varianti del modello k − å la condizione di indipendenza è raggiunta all’incirca con 500.000 celle all’interno del canale NOTA 3. Seguendo l’intento di diminuire i tempi di calcolo si è cercato di ridurre ulteriormente il numero di elementi analizzando i risultati presentati in [7]. In questo lavoro viene presentato un confronto tra la sensibilità al passo della griglia di parametri sia globali che locali ottenuti utilizzando il modello k − å e il modello k − ù. Quest’ultimo ha dimostrato una minore sensibilità al passo della griglia: in particolare dimostra di raggiungere risultati sufficientemente accurati con un numero di celle all’incirca pari alla metà degli elementi richiesti dalle simulazioni che utilizzano il k − å.

NOTA 3. Sebbene dai grafici di [4] con 500.000 elementi il rendimento mostri ancora una certa variabilità le variazioni in termini di valore numerico sono molto contenute.

Benché [7] tratti un problema fluidodinamico differente (il deflusso dell’aria all’ingresso di un cilindro di motore motociclistico), è lecito ritenere che i risultati presentati in termini di indipendenza della griglia siano applicabili anche nel caso del dominio in esame. Pertanto, dopo aver calcolato il numero di Reynolds di macchina Remacc 

                                                            

 

(dove ñ è la massa volumica dell’aria, ù la velocità di rotazione del ventilatore, μ la viscosità dinamica dell’aria e D il diametro esterno della girante). Viste le condizioni di turbolenza pienamente sviluppata [9] si è scelto di impiegare il modello k − ù di Wilcox [8] abbinato ad un trattamento a parete low y+ che prevede che il sottostrato limite viscoso venga risolto senza l’uso di leggi a parete [10]. Il dominio è stato quindi discretizzato con un passo di griglia tale da generare all’incirca 270.000 celle all’interno del canale, ripartite come indicato nella seguente Tabella:

                                                            Upstream         3.589

                                                       Downstream         4.233

                                                                  Rotor         267.604

 

Per l’uso del trattamento low y+ è stato assicurato un y+ a parete inferiore a 5 nell’intero sottodominio Rotor, attraverso una tecnica di consecutivi affinamenti dello strato prismatico.

Condizioni al contorno. Il dominio fluido è stato modellato con aria a massa volumica e viscosità costanti (ñ = 1.226 kg/m3, μ = 17.8e−6 Pa · s). Il calcolo quindi risolve solamente le equazioni di continuità e quantità di moto. Riguardo alle condizioni al contorno, alla sezione di ingresso è impostata una portata di massa pari a 1/10 di quella effettivamente elaborata dalla macchina nel punto di progetto; tale valore è stato poi incrementato/diminuito progressivamente del 10% per ricavare gli altri punti della curva. Alla sezione di uscita invece è imposta una pressione relativa pari a 0 Pa, pari quindi al valore ambientale. Tutte le superfici esterne del dominio di calcolo sono modellate come pareti prive di attrito, ad eccezione delle superfici solide (pala, mozzo, cassa) che sono state modellate come pareti lisce (smooth) con attrito (no-slip). La condizione di periodicità è stata imposta alle due superfici che delimitano il dominio azimutalmente. Riguardo ai valori turbolenti utilizzati per risolvere le equazioni di trasporto, il lavoro sperimentale presentato in [11] mostra una lunghezza scala dei vortici principali all’incirca pari alla corda palare. Si è deciso quindi di calcolare i valori di energia cinetica turbolenta Tke e l’analogo valore di dissipazione å da inserire nel modello assumendo come lunghezza scala il valore della corda palare.

Calcolo dei parametri. L’analisi CFD è tridimensionale e stazionaria. Si è utilizzato l’algoritmo segregated flow che consente un minor impiego di memoria da parte del calcolatore rispetto al più robusto e oneroso coupled flow. Il tratto stabile della curva caratteristica è stato costruito in termini di cifre adimensionali Ø, ç, Ö definite come segue:

dove é l’incremento di pressione totale utile realizzato, Qv la portata di fluido e Mr il momento aerodinamico alla girante. Il calcolo è stato arrestato all’ottenimento di residui inferiori a 10e−6 su tutte le equazioni scalari risolte. Il tempo di calcolo medio con un calcolatore di tipo commerciale con processore Intel® Core2™duo T64 da 2 GHz è di circa un’ora, variabile a seconda che si presentino o meno zone di ricircolo fluido nel calcolo. Per quanto riguarda i casi a bassa portata, il calcolo è stato interrotto non appena si verificava l’atteso aumento dei residui, segno dell’allontanamento dalle condizioni di stazionarietà del moto in seguito all’insorgere dello stallo di alcuni elementi palari. Per la rilevazione delle cifre adimensionali l’incremento di pressione totale utile è stato calcolato come segue:

                                                      

 

dove le sezioni 1 e 2 sono visibili in Figura 1. Mentre però la  è effettivamente la pressione totale del fluido alla sezione 1, rilevata come pesata sulla portata di massa (mass flow average), invece la , definita in accordo con quanto proposto dalla UNI EN ISO 5801, è stata determinata come segue:

 

                                              

 

dove  è la pressione statica mediata sulla sezione 2 (surface average) d’uscita dal sotto-dominio Rotor mentre la Va è la velocità assiale calcolata sull’intera sezione della macchina  . Non contribuiscono al calcolo della  la componente tangenziale Vt e radiale Vr che vengono considerate interamente perdute. Inoltre considerare la velocità Va nell’intera sezione del condotto permette di tenere conto anche delle perdite di sbocco. Il momento aerodinamico Mr che compare a denominatore nel calcolo del rendimento viene calcolato dal software sommando i contributi elementari dovuti agli sforzi normali e tangenziali lungo la pala e il mozzo.

 

Apparato sperimentale e metodologia di prova

Figura 4: L’impianto UNI 10531 di tipo A con camera di prova all’aspirazione utilizzato per le prove sperimentali.

 

 

Figura 5: Confronto tra curve numeriche (X) e sperimentali (Pallino).
In verde le curve a öp = 23°; in azzurro le curve a 33°.

L’impianto utilizzato per le prove sperimentali è il banco UNI 10531 di tipo A con camera di prova all’aspirazione del Laboratorio di Macchine Aerauliche e Termiche del Dipartimento di Ingegneria Industriale dell’Università di Padova. In Figura 4 è mostrata una foto dell’impianto del quale in [12]  è reperibile un’utile schematizzazione. La misura delle prestazioni per la costruzione della curva caratteristica avviene attraverso la procedura semplificata indicata in [12] per numero di Mach alla mandata < 0.15 e per un incremento di pressione totale  < 2000 Pa; per la misura della coppia all’albero della girante Mr e quindi del rendimento ç è stata utilizzata la bilancia torsionale con rinvio a puleggia visibile in Figura 4 a destra. I parametri rilevati sono stati poi espressi in forma adimensionale secondo le equazioni 1. Le indicazioni contenute nella norma garantiscono un’incertezza massima sui parametri oggetto della misura inferiore al 2%; non essendo prevista dalla normativa la bilancia torsionale è stata eseguita un’analisi dell’incertezza premurandosi prima di ridurre gli effetti sistematici. Il risultato dell’analisi mostra un’incertezza massima sul rendimento all’incirca pari al 9% per le rilevazioni alle più alte portate.

Metodo di correzione del rendimento. Come accennato in precedenza per completare le caratteristiche alle cifre di portata più elevate è stato necessario ridurre il regime di rotazione del ventilatore a causa del limite in portata fluida imposta dalla tubazione all’aspirazione. Seppure si mantenga la similitudine dei triangoli di velocità, nelle misure diviene necessario tenere in conto gli effetti peggiorativi sui parametri rilevati conseguenti alla diminuzione del numero di Reynolds. Tale peggioramento è individuabile particolarmente nei valori del rendimento, mentre è di minore entità nelle cifre di pressione [5]. Per compensare la diminuzione del rendimento si è applicato un metodo correttivo proposto da Pelz et al. [5] che permette di calcolare la differenza Dç per ogni rilevazione effettuata a numero di giri differente da quello nominale (1350 rpm). Nello stesso lavoro è proposto anche un analogo metodo di correzione per la cifra di pressione che però è risultato sovrastimare le prestazioni del ventilatore e pertanto non è stato impiegato. Viceversa, le formule di correzione del rendimento si sono dimostrate adeguate e sono state utilizzate in questo lavoro. Di tale metodo correttivo sono riportati solamente i risultati, rimandando a [5] per i dettagli della trattazione. Da notare che il metodo di correzione origina uno spostamento di ciascuna rilevazione del rendimento verso valori superiori della cifra di portata.

 

Risultati e discussioni

Il confronto tra curve numeriche e sperimentali per i due angoli di posizionamento öp = 23° e 33° è mostrato in Figura 5. Tali angoli sono rappresentativi di diverse condizioni operative: bassi incrementi di pressione e alti rendimenti a 23°, viceversa alti salti di pressione ma rendimenti inferiori a 33°. Come già accennato le rilevazioni numeriche sono limitate al tratto di curva stabile e cioè dallo scarico libero (pressione nulla e massima portata) fino ad un intorno del picco di massima pressione. Dal confronto emerge un soddisfacente accordo tra risultati numerici e sperimentali sia in termini di andamenti delle curve che di valori. In particolare riferendosi alle curve di pressione, ricavate secondo normativa, gli scostamenti tra valori CFD e sperimentali si mantengono inferiori al 6%, ad eccezione delle rilevazioni a portate più elevate per le quali lo scostamento sale fino al 20% nel tratto della curva a 33°. Tale differenza è imputabile all’effetto peggiorativo sui dati sperimentali causato dalla riduzione del numero di Reynolds. Il fenomeno è visibile soprattutto per la curva di pressione a 33°, che raggiunge valori di Ö più elevati con un’importante riduzione del regime di rotazione della macchina che rende non più trascurabile l’effetto peggiorativo del Reynolds anche per la cifra di pressione, mentre è quasi impercettibile per la curva a 23°. Per le curve di rendimento, per le quali è stato applicato il metodo di correzione ai valori sperimentali, la differenza tra il dato numerico e sperimentale è ridotta e inferiore al valore di incertezza ( 9%) per la quasi totalità delle rilevazioni. In effetti, anche dal confronto delle curve di pressione, si nota una lieve sovrastima di prestazioni e rendimenti delle analisi CFD all’approssimarsi dello stallo. Tale comportamento è stato osservato anche su simulazioni analoghe ottenute su geometrie differenti. Tale effetto è da imputare all’incapacità del modello di turbolenza utilizzato di tener conto della transizione dello strato limite. Infatti il Remacc = 4.83 · 10e5 è prossimo ai limiti del campo di transizione. Pertanto è possibile che gli elementi palari siano interessati da un deflusso inizialmente laminare che diventa turbolento lungo la corda palare. Poiché lo strato limite laminare non è in grado di resistere a gradienti di pressione avversi [6], è lecito attendersi che il campo di moto fluido in condizioni prossime allo stallo presenti fenomeni di distacco dello strato limite che anticipano lo stallo per gli elementi palari posizionati verso l’estremità della pala. I modelli pienamente turbolenti utilizzati non sono in grado di apprezzare tale fenomeno; una conferma in tal senso è stata data da analoghe simulazioni realizzate su geometrie differenti impiegando il modello di soppressione della turbolenza implementato in STAR-CCM+. Questo metodo richiede che venga definita a priori una regione del dominio fluido in cui si eliminano gli effetti turbolenti annullando i termini degli sforzi di taglio di Reynolds (quindi la viscosità turbolenta μt ), i termini di produzione turbolenta nelle equazioni di trasporto e usando metodi di flusso laminare per il calcolo degli sforzi a parete. Si sottolinea che tale strumento è efficace nel caso in cui la zona di transizione indicata sia verosimile [10]. Nel caso specifico tale zona è stata identificata utilizzando rilevazioni sperimentali del campo di pressione attorno a profili per numeri di Reynolds prossimi a quelli incontrati in questo lavoro. I risultati ottenuti dall’applicazione di questo modello su geometrie differenti da quella qui presentata hanno dimostrato di migliorare la qualità della previsione del punto di pressione di picco. Le curve caratteristiche ottenute con il metodo di soppressione della turbolenza effettivamente mostrano un ottimo accordo con i valori sperimentali in prossimità del picco di Ømax sia in termini di cifra di pressione che di rendimento, annullando la sovrastima mostrata dai modelli pienamente turbolenti. In Figura 6 sono visibili i campi di moto e di pressione attorno agli elementi palari al raggio medio e all’estremità della pala per angolo öp = 33° e in prossimità del punto di massima pressione. Si osservi che mentre il profilo a raggio medio lavora ancora in condizioni aerodinamicamente efficienti, la sezione palare all’estremità opera già in condizioni di stallo.

 

Figura 6: Campi di pressione e di moto attorno agli elementi palari per angolo di posizionamento 33° e in condizioni di pressione di picco. In alto: profilo al raggio medio, In basso: profilo in prossimità dell’estremità palare in condizioni di stallo.

 

 

Ad eccezione della lieve sovrastima mostrata nelle condizioni di prossimità allo stallo il modello semplificato M2 presentato in [4] si è dimostrato adatto a ricavare con accuratezza sufficiente le curve caratteristiche di ventilatori a sola girante nel tratto stabile. Tale modello si offre quindi come strumento rapido ed efficace in ambito industriale, sia per l’analisi che per il progetto di questo tipo di macchine, permettendo di ridurre al minimo il tempo (e quindi i costi) di modellazione e di simulazione.

 

6. Conclusioni

Nella ventilazione industriale appare forte la necessità di ottimizzare al massimo i tempi dedicati alle analisi CFD per ottenere le prestazioni di un ventilatore in termini di rendimento e di incremento di pressione. Attraverso confronti con prove sperimentali in questo lavoro è stato  validato un modello numerico semplificato presentato in letteratura. I risultati evidenziano un buon accordo tra i dati numerici e sperimentali nel tratto di caratteristica stabile. Tale modello permette di minimizzare i tempi di modellazione e di calcolo e pertanto si propone come strumento utile per il raggiungimento di un potenziale risparmio economico in ambito industriale.

 

 

 

Riferimenti bibliografici

[1] R. J. Downie, M. C. Thompson, R .A. Wallis (1993), An engineering approach to blade designs for low to medium pressure rise rotor only axial fans, Experimental Thermal and Fluid Science, Elsevier.

[2] Vad J. (2008), Aerodynamics effects of blade sweep and skew in low speed axial flow rotors at the design flow rate: An overview, Proc, IMechE Vol. 222 Part A: J. Power and Energy, 69-85.

[3] Jiyuan Tu, Guan Heng Yeoh, Chaoqun Liu (2008), Computational fluid dynamics : a practical approach, Elsevier.

[4] Masi M., Lazzaretto A. (2012), CFD models for the analysis of rotor-only industrial axialflow fans, FAN 2012.

[5] Peter F. Pelz, Stefan Stonjek (2013), The influence of Reynolds number and roughness on the efficiency of axial and centrifugal fans – A physically based scaled method, Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, Vol. 135, ASME.

[6] R. AllanWallis (1993), Axial flow fans and ducts, Krieger.

[7] Dai Zotti A., Masi M., Antonello M. (2012), A flexible and simple device for in-cylinder flow measurements: experimental and numerical validation, Proc. ECOS 2012.

[8] Wilcox, D.C. (1998), Turbulence Modeling for CFD, DCW Industries, La Canada, California.

[9] M. Bahrami (2009), Fluid Mechanics, Viscous Flow in Ducts, http: //www.sfu.ca/~mbahrami/ENSC%20283/Notes/Viscous%20Flow%20in%20Ducts.pdf, Simon Fraser University (Canada).

[10] Star-CCM+ (2013), USER GUIDE STARCCM+ Version 8.02.

[11] J. M. F. Oro, K. M. A. Diaz, C. S. Morros, E.B. Marigorta (2007) On the structure of  Turbulence in a low-speed axial fan with inlet guide vanes, Experimental Thermal and Fluid Science, 32, p.316-331, Elsevier.

[12] UNI 10531 (1995), Ventilatori industriali. Metodi di prova e condizioni di accettazione.

 

Elenco delle didascalie

  1. Tabella 1: Caratteristiche del ventilatore.
  2. Figura 1: In alto: la configurazione a sola girante con il motore (M) a monte del ventilatore. La freccia indica la direzione del deflusso. In basso: il dominio rettilineo utilizzato per le simulazioni numeriche con la pala al centro.
  3. Tabella 2: Caratteristiche della palettatura analizzata.
  4. Figura 2: La pala della macchina di riferimento. A destra la pala vista dall’estremità.
  5. Figura 3: In alto: la mesh poliedrica con cui è stato discretizzato il dominio. In basso: particolare della griglia con l’affinamento nel settore Rotor.
  6. Figura 4: L’impianto UNI 10531 di tipo A con camera di prova all’aspirazione utilizzato per le prove sperimentali.
  7. Figura 5: Confronto tra curve numeriche (X) e sperimentali (Pallino). In verde le curve a öp = 23°; in azzurro le curve a 33°.
  8. Figura 6: Campi di pressione e di moto attorno agli elementi palari per angolo di posizionamento 33° e in condizioni di pressione di picco. In alto: profilo al raggio medio, In basso: profilo in prossimità dell’estremità palare in condizioni di stallo.

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