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Il circuito di prova ed il sistema di acquisizione

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Academic year: 2021

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Il circuito di prova ed il sistema di acquisizione

In questo capitolo verrà descritto l'impianto CPRTF (Cavitating Pump Rotordynamic Test Facility) di ALTA S.p.A., così come sarà modificato per renderlo adatto alla caratterizzazione POGO di induttori e turbopompe. Verranno quindi presentate le due configurazioni necessarie per la realizzazione delle successive campagne sperimentali, soffermandosi sulla descrizione dei componenti principali e della loro funzionalità.

Saranno evidenziate, in particolar modo, le caratteristiche dei nuovi elementi inseriti e nella parte finale verranno descritti i sistemi impiegati per l’acquisizione dei dati.

1.1 Generalità sull'impianto

Il CPTRF è un impianto di prova molto versatile, già utilizzato da ALTA S.p.A per condurre esperimenti in condizioni sia cavitanti che non su turbopompe ad alte prestazioni, per una grande varietà di fenomeni fluidodinamici d'interesse. Le prove vengono effettuate in condizioni di similitudine fluidodinamica, geometrica e termica usando l'acqua come fluido di lavoro, per temperature che possono raggiungere anche i 90°C. In particolare il CPTRF è stato inizialmente progettato per l'analisi di instabilità dei flussi e delle forze rotodinamiche che agiscono sulle giranti delle turbopompe.

Come già anticipato nell'introduzione, la necessità di identificare la matrice di trasferimento dinamico delle pompe per la loro caratterizzazione POGO, ha messo in luce l'esigenza di due condizioni linearmente indipendenti per il calcolo dei componenti Hij . Queste sono ottenibili utilizzando due diverse configurazioni del circuito idraulico caratterizzate da due matrici di trasferimento diverse, lasciando invece invariate le condizioni di lavoro della turbopompa e quindi la sua matrice di trasferimento.

Imponendo un'oscillazione perturbativa al flusso e registrando le fluttuazioni di pressione e di portata in ingresso ed in uscita si riesce a risolvere il sistema riportato nell'equazione xii dell'introduzione.

La scelta di utilizzare il circuito CPRTF di ALTA per la realizzazione di questo progetto,

1

(2)

è legata al fatto che su di esso sono già stati effettuati diversi studi; di conseguenza sono già note le caratteristiche dell'impianto necessarie per definirne la matrice di trasferimento dinamico. Si deve precisare però, che la configurazione originale del circuito dovrà subire delle modifiche, non solo per l'ottenimento della seconda condizione linearmente indipendente, ma anche per l'introduzione di un sistema in grado di provocare dall'esterno, delle oscillazioni nella portata e nella pressione. In figura 1.1 è riportato uno schema dell'impianto idraulico CPRTF, così come è stato utilizzato fino ad oggi.

Figura 1.1: Schema dell'impianto di prova CPRTF nella sua prima configurazione.

Di seguito vengono elencati i singoli componenti con il solo obiettivo di una presa visione per il lettore. La loro funzionalità e le loro caratteristiche verranno esaminate in

(3)

dettaglio successivamente, dopo aver specificato le scelte effettuate per le modifiche da apportare.

• (CP) Camera di prova

• (CA) Camera d'aria

• (CE) Compensatori elastici

• (RF) Raddrizzatore di flusso

• (AO) Accesso ottico

• (MP) Motore principale

• (FM) Flussimetro

• (V) Valvola

• (SV) Specola visiva

• (S) Serbatoio

1.2 Sistema di introduzione delle fluttuazioni

Attraverso lo sviluppo di un modello analitico, studi precedenti [1] [2] hanno esaminato diverse possibilità per l'introduzione di un fluttuatore nel circuito idraulico. A seconda del tipo di oscillazione imposta e del punto in cui è stata applicata, tale modello è stato modificato in modo da far configurare le perturbazioni come un termine noto.

In prima analisi è stato valutato se inserire un dispositivo che generasse le oscillazioni nei condotti di aspirazione o mandata, oppure nel serbatoio. I risultati ottenuti hanno mostrato una sostanziale differenza negli ordini di grandezza delle ampiezze delle fluttuazioni di risposta. In particolare si è capito che inserendo il fluttuatore nei condotti si sarebbero ottenute delle variazioni di portata piuttosto piccole (dell'ordine di 10-6 m3/s), quindi difficilmente rilevabili dalla strumentazione e di conseguenza molto sensibili agli errori. Al contrario, ponendo l'oscillatore all'interno del serbatoio, le fluttuazioni sarebbero state dell'ordine di 10-3 m3/s e quindi di più facile individuazione;

anche le oscillazioni di pressione sarebbero risultate più grandi rispetto al caso precedente, benché fossero già perfettamente individuabili.

In secondo luogo, gli stessi studi hanno mostrato i vantaggi e gli svantaggi di diversi sistemi per generare delle fluttuazioni all'interno del serbatoio. Il metodo più semplice consisterebbe nell'usare un pistone che sottrae e rilascia ciclicamente una certa quantità

(4)

di fluido, ma la necessità di intervenire pesantemente sulla struttura per creare un accesso a tale strumento, renderebbe difficile la realizzazione di questo sistema. Tra le varie soluzioni possibili, si è scelto di generare un'oscillazione della pressione nel serbatoio agendo sul livello del fluido al suo interno, imponendo una vibrazione in direzione verticale e generando così un'accelerazione alternata con l'aiuto dell'inerzia. In figura 1.2 viene presentato uno schema di quanto appena descritto.

Figura 1.2: Schema del serbatoio e delle oscillazioni introdotte con la sua vibrazione verticale

Il fatto che le oscillazioni di pressione si propaghino nella stessa maniera sia all'ingresso che all'uscita ci indica come non si possano rappresentare le fluttuazioni imposte, con un termine noto aggiuntivo nella matrice di trasferimento del serbatoio. Si deve risalire quindi alle equazioni di continuità per identificare le relazioni in grado di descriverle.

Il volume della sacca d'aria nella parte superiore del serbatoio presenta una variazione temporale proporzionale alla variazione dell'altezza della colonna di fluido.

ˆ i t

T T T

y = y + y e ω

ˆ i t

T T T

h = h + h eω

ˆ i t

T T

Q = Q eω

T

u dh

= − dt ˆ i t

T T T

y = y + y e ω

ˆ i t

T T T

h = h + h eω

ˆ i t

T T T

V = V +V e ω ˆ i t

T T T

p = p + p eω ˆ i t

T T

Q = Q e ω

ˆ i t

out out out

p = p + p eω ˆ i t

out out out

Q = Q + Q eω ˆ i t

in in in

p = p + p e ω ˆ i t

in in in

Q = Q + Q eω

T

u dh

= − dt

(5)

T T T

T T

dV dy dh

A A

dt = dt = − dt (1.1) Sostituendo V e T h con le relative definizioni non stazionarie e semplificando si T

ottiene

ˆ ˆ

T T T

V = − A h (1.2) Indicando con Q la variazione di volume del liquido, pari alla velocità del fluido in T

corrispondenza del pelo libero moltiplicata per la sezione del serbatoio, si può scrivere l'equazione di continuità.

QoutQin = QT = u ATT (1.3)

Poiché in condizioni stazionarie Q è nulla, si ottiene con dei semplici passaggiT

ˆ ˆ ˆ

out in T T

QQ = − A i hω (1.4) Scrivendo quindi l'equazione di Bernoulli definita tra l'uscita del serbatoio ed il pelo libero dell'acqua, trascurando le perdite per attrito e i termini oscillatori superiori al primo ordine e sottraendo la soluzione stazionaria si ha

2

ˆT T out ˆout ˆout ˆT ˆT 0

T out

Q p

Q p

i h Q gh

A ω A

ρ ρ

⋅ + + − − = (1.5)

dove g indica il modulo dell'accelerazione gravitazionale. Si ricavano così le oscillazioni di pressione in uscita ed in ingresso al serbatoio,

2

2 ˆ ˆ

ˆout out T T T

out T

A

p Q Q h g h

A C

ρ  ρ ρ ω 

= − +  + − 

 

(1.6)

2

2 ˆ ˆ

ˆin in T T T

in T

A

p Q Q h g h

A C

ρ  ρ ρ ω 

= − +  + − 

 

(1.7)

dove ˆ

ˆ

T T

T

T T

V V

C = − p = γ p è la capacità (complianza) del serbatoio stesso.

(6)

1.3 Pompe esaminate

In questo paragrafo vengono descritte le turbopompe, oggetto degli studi di questa tesi.

Come già anticipato, per ciascuna di esse si è cercato di caratterizzare le prestazioni in regime cavitante e non, in condizioni di similitudine fluidodinamica e termica. Viene poi riportata la rappresentazione analitica di un generico induttore cavitante, con lo scopo di individuare la sua matrice di trasferimento dinamico e quella di tutto l'impianto.

1.3.1 Turbopompa centrifuga F.I.P.

La pompa centrifuga F.I.P. (Fabbrica Italiana Pompe) è un modello commerciale in lega d'alluminio, prodotto dall'omonima azienda e progettato inizialmente per essere utilizzato nell'industria alimentare.

Si conoscono poche informazioni riguardo la sua geometria:

Numero palette

N

6

Raggio all'apice della paletta

sulla sezione d'ingresso

r

Tin 60 mm

Raggio all'apice della paletta

sulla sezione di uscita rTout 107 mm Altezza della paletta sulla

sezione di uscita hm 22 mm

Figura 1.3: Fotografia della girante centrifuga e della sua voluta

Tabella 1.1: Caratteristiche geometriche principali della pompa centrifuga F.I.P.

Per far sì che la voluta potesse essere installata nella camera di prova, è stato necessario rimuovere il piedistallo di sostegno e la flangia dal condotto di scarico. Nella prossima figura si può osservare la girante e la voluta assemblate nella loro posizione definitiva.

Si deve precisare che per ridurre le perdite è stato progettato ed installato un condotto in

(7)

alluminio che, assieme ad un tubo in gomma, collegasse lo scarico della voluta con il condotto di uscita della camera di prova (non presente nella figura sottostante)

Figura 1.4: Fotografia della girante centrifuga e della voluta modificata, installata nella camera di prova.

Si riportano nel seguente grafico gli andamenti della prevalenza e dell'efficienza al variare del coefficiente di flusso in ingresso, forniti dalla F.I.P.

Figura 1.5 : Prevalenza ed efficienza dichiarate da F.I.P. per la pompa centrifuga, in funzione del coefficiente di flusso.

Secondo F.I.P. le curve precedenti sono state ottenute per mezzo di una funzione di interpolazione, a partire da punti sperimentali scelti in prossimità delle condizioni di massima efficienza (φi= 0.2). Per questo motivo i dati ottenuti dai grafici, per punti lontani da quella zona, non possono essere considerati attendibili. Con le prove

(8)

riportate nei prossimi capitoli, si è cercato quindi di caratterizzare le prestazioni della pompa ricostruendo tali curve e paragonandole a quelle fornite dall'azienda.

La figura 1.6 mostra invece l'andamento del numero di cavitazione incipiente σi, in funzione del coefficiente di flusso in ingresso.

Figura 1.6: Numero di cavitazione incipiente dichiarato da F.I.P. in funzione del coefficiente di flusso.

1.3.2 Induttori DAPAMITOR3 e DAPAMITOR4

Figura 1.7: Fotografie dell'induttore DAPAMITOR3 (a sinistra) e DAPAMITOR4 (a destra)

La geometria di queste due giranti deriva direttamente da quella degli induttori DAPAMITO3 e DAPAMITO4, rispettivamente a tre e quattro pale, utilizzati in campagne sperimentali precedenti ed implementati da ALTA S.p.A. per mezzo di un modello di ordine ridotto sviluppato dal Professor d'Agostino e dal suo gruppo di

(9)

ricerca. Con questo modello si possono realizzare degli induttori, per i quali l'aumento di pressione in direzione assiale risulta graduale; si possono evitare così, cadute di pressione troppo intense sul lato di aspirazione della paletta, limitando l’intensità della cavitazione che potrebbe svilupparsi. Gli induttori DAPAMITOR3 (in lega di titanio Ti- 6Al-4V) e DAPAMITOR4 (in lega di alluminio) differiscono da quelli sopra descritti per l’arrotondamento del bordo d’attacco, realizzato per studiarne gli effetti sulle prestazioni cavitanti.

DAPAMITOR3 DAPAMITOR4

Coefficiente di flusso di progetto [--] ΦD 0.059 0.070

Numero di pale [--] N 3 4

Raggio all'apice della pala mm rT 81.0 81.0

Angolo d'ingresso all'apice della pala deg γTle 83.10 81.10 Raggio alla radice della pala in ingresso

(pala completamente sviluppata) mm rHle 44.5 48.0 Raggio alla radice della pala in uscita mm rHte 58.5 58.5 Lunghezza assiale (pala completamente

sviluppata) mm ca 63.5 63.5

Velocità di rotazione rpm Ω 3000 3000

Raggio alla radice della pala in ingresso mm rH1 35.0 35

Lunghezza assiale mm L 90.0 90.0

Spessore delle pale all'apice mm bT 2 2

Semi-angolo di rastremazione della pala deg βmb 1 1

Fattore di diffusione [--] D 0.39 0.38

Rapporto tra incidenza e angolo della pala

(βb = π 2 -γTle ) [--] 0.3 0.3

Solidità all'apice [--] σT 2.03 2.25

Solidità alla radice [--] σH 2.07 2.27

Incidenza di progetto all'apice della pala deg α 2.07 2.31 Angolo all'apice della pala in uscita deg γTte 74.58 72.46

Tabella 1.2: Caratteristiche geometriche principali degli induttori DAPAMITOR3 e DAPAMITOR4

α βb

(10)

1.3.3 Matrice di trasferimento di un induttore

Si può dimostrare, partendo dalle equazioni di bilancio, che la matrice di trasferimento di un induttore non cavitante può essere scritta come:

ˆ 1

( )

ˆ

ˆ 0 1 ˆ

out in

out in

p R i L p

Q Q

   − + ω   

  =  

     

     

   

(1.8)

dove la resistenza R è definita come

2 2

1 1

t

in

in out in

R r d Q

A d A A

ρ ψ ρ

φ

 

= − Ω +  − 

 

(1.9)

mentre l' inertanza L rappresenta l'andamento dinamico del flusso nei canali tra le pale dell'induttore.

Nel caso di un induttore cavitante la matrice di trasferimento dinamico risulta diversa e più complicata, a causa della presenza di numerose zone di vapore che con la loro comprimibilità generano una certa “capacità”, ed uno sfasamento tra le oscillazioni del flusso in ingresso e di quello in uscita. Utilizzando ancora una volta le equazioni di bilancio si ottiene la seguente matrice di trasferimento in forma adimensionale:

1

( )

cp 1

S i X R i L

H i C i M

ω ω

ω ω

 − + − − 

=  

 − − 

 

% % % %

%

% % (1.10) dove S i X%+ ω % è il fattore di guadagno di pressione, R i L%+ ω % è l'impedenza della pompa,

C% è la complianza di cavitazione ed M% è il fattore di guadagno di massa.

2

2 2 3

2 2

2 ind C C

T T

L V V

S i X i

r r

φ φ σ φ

ψ ψ

ω ω ω

σ ρ σ π φ σ

 

∂ ∂

∂  ∂ 

+ = − − +

 

∂ Ω ∂  Ω ∂ ∂ 

% %

2

2 2 3

ind C 1 C T ind

T T

L V V r L

R i L i i

r r

σ σ σ σ

π

ψ ψ

ω ω ω ω

φ ρ φ π φ φ ρ

∂ ∂

∂ ∂

+ = − − + −

∂ Ω ∂ Ω ∂ ∂ Ω

% %

(1.11)

3

2 C

T

C V

r φ

π σ

= ∂

Ω ∂

%

3

1 C

T

M V

r σ

π φ

= ∂

Ω ∂

%

(11)

nelle quali , ψ e

σ

sono rispettivamente il coefficiente di flusso, la prevalenza ed il numero di cavitazione, V è il volume cavitante e C L è l' inertanza legata al passaggio ind delle pale dell'induttore. Tra i parametri sopra elencati, il volume V della sacca C contenente vapore risulta di difficile determinazione, rendendo complicato il calcolo della matrice di trasferimento dinamico dell'induttore. Questa può quindi essere ottenuta o utilizzando modelli approssimati [8] che presentano dei limiti di validità per le condizioni operative della pompa, oppure come anticipato nell'introduzione, studiando il comportamento del resto del sistema, la cui matrice di trasferimento si può ottenere con molta più facilità e cercando due condizioni linearmente indipendenti.

(12)

1.4 Configurazione I

Si è scelto per praticità che la prima configurazione del circuito idraulico, utilizzata per l'ottenimento di una delle due condizioni linearmente indipendenti, fosse identica a quella dell'impianto CPRTF, ad eccezione del serbatoio che è stato sostituito con uno più adatto ad essere posto in vibrazione, e di altre piccole modifiche necessarie ma non particolarmente rilevanti per quanto riguarda l'influenza sulla risposta dinamica del sistema.

Figura 1.8: Configurazione I dell'impianto di prova CPRTF (con serbatoio modificato)

A S P IR A Z IO N E M A N D AT A

Pedana vibrante

Serbatoio Compensatori

elastici

160 mm

Flange porta sensori

Condotto aggiuntivo

3

1

4

(13)

Questo, come già spiegato, risulta particolarmente comodo in quanto si conoscono già le caratteristiche e le matrici di trasferimento di molti dei componenti.

Tutte le modifiche che verranno riportate in seguito sono state elaborate dall'autore, in collaborazione con il tesista Stefano Bartolini e sotto la diretta supervisione ed assistenza dell' Ing. A.Cervone e dell' Ing. G.Pace.

1.4.1 Il serbatoio (S)

Figura 1.9: Serbatoio. Caratteristiche e dimensioni principali.

Qui di seguito si elencano le funzioni principali del serbatoio

• Immagazzinare l'acqua necessaria al funzionamento dell'impianto;

• Regolare la temperatura del fluido attraverso opportuni dispositivi;

• Se necessario, assorbire le fluttuazioni di volume dell'acqua dovute alle auto- oscillazioni del sistema in regime cavitante ed alle variazioni di densità con la temperatura;

(14)

• Consentire l'espulsione di gran parte delle bolle e dei gas contenuti nel fluido.

Questa funzione è resa possibile grazie alle dimensioni del serbatoio che garantiscono un tempo di permanenza dell’acqua sufficiente per far si che le bolle di maggiori dimensioni possano risalire grazie alla spinta di Archimede fino al pelo libero. In questo modo si evita che le bolle entrino di nuovo nel condotto di aspirazione.

Per soddisfare queste funzioni, il serbatoio è realizzato in acciaio inossidabile AISI 304 ed ha una capacità di 300 litri. Una resistenza elettrica da 5 kW collegata ad un termostato, permette di incrementare la temperatura fino a 90°C, mentre attraverso una fascia tubiera in acciaio inossidabile, con una superficie di scambio termico di circa 2 m2, si può raffreddare il fluido facendo scorrere al suo interno dell'acqua a temperatura ambiente o raffreddata mediante un impianto frigorifero (chiller). In figura 1.10, tratta da Cervone [3], si evidenzia il tempo necessario per effettuare il riscaldamento dell’acqua, inizialmente ipotizzata alla temperatura di 10°C.

Per permettere il contenimento delle variazioni di volume che potrebbero generarsi durante il funzionamento, si può utilizzare, in alcuni casi, una membrana che funziona da camera d’aria (bladder). Questa può essere collegata, tramite una valvola apposita, sia con l'ambiente esterno che con un circuito di pressurizzazione-depressurizzazione, il cui scopo è quello di regolare la pressione all'interno del serbatoio (l'utilizzo della

Figura 1.10: Tempo necessario per il riscaldamento dell'acqua [3]

(15)

membrana in questo caso è facoltativo).

Le valvole di riempimento e di scarico (due) dell'acqua si trovano rispettivamente sopra il serbatoio (insieme a quelle dell'impianto di pressurizzazione-depressurizzazione) e alla base dello stesso (una laterale ed una al di sotto).

La prevenzione dalla corrosione è garantita dalla presenza di un anodo sacrificale in magnesio.

In Appendice 1.1 si può trovare il disegno di progetto dove con maggior chiarezza sono riportati tutti i dettagli e le dimensioni. Come si può osservare la distanza tra le flange della sezione di ingresso e di uscita è di 730 mm, cioè 100 mm in meno rispetto alla stessa grandezza misurata sul serbatoio utilizzato in precedenza (statico). Questo accorgimento è stato preso perché la necessità di porre in vibrazione verticale il serbatoio senza che le oscillazioni fossero trasmesse meccanicamente agli altri elementi, ha imposto l'utilizzo di due compensatori elastici che sono stati montati subito a monte e a valle del serbatoio stesso. Poiché la lunghezza di riposo dei compensatori è circa 130 mm, si è dovuto creare lo spazio per il loro posizionamento. Dato che per ragioni di volume e di stabilità del serbatoio, non si è potuto avvicinare le due flange di più di 100 mm, è stato necessario traslare la linea di mandata di 160 mm (in figura 1.8, la linea blu raffigura la posizione originale mentre la linea azzurra, quella traslata). Questo ha comportato l'aggiunta di un tratto di lunghezza pari allo spostamento, nella parte del circuito immediatamente successiva alla camera di prova (figura 1.8). Per realizzare questa modifica si è ricorso all'installazione in serie di un condotto (Appendice 1.2) e di una flangia porta sensori (Appendice 1.3) già utilizzate per una configurazione particolare dell'impianto che verrà descritta nei prossimi capitoli.

Come visto nei paragrafi precedenti, le espressioni 1.6 ed 1.7 definiscono completamente le fluttuazioni di pressione sulle sezioni d'ingresso e di uscita del serbatoio e possono quindi essere sostituite alla matrice di trasferimento del serbatoio non oscillante utilizzato nella vecchia configurazione (vedi Appendice 2). Per motivi di semplicità e per limitare gli errori di calcolo si adimensionalizzano i termini di pressione e portata, ottenendo

2 2

ˆ ˆ

T

p ψ r

= ρ

Ω (1.12)

(16)

3

ˆ ˆ

T

Q φ r

= π Ω

(1.13)

dove si ricorda che r è il raggio all'apice della paletta del rotore che risulta T automaticamente definito una volta scelto il tipo di girante da utilizzare. In questo modo le due equazioni precedenti possono essere riscritte in forma semplificata

ˆout T ˆin i A B ˆout i A B D

h T i T T i T T

ψ φ ω φ ω

ω ω

   

=  +   −   +  −  +  −   (1.14)

ˆin T ˆin i A B C ˆout i A B

h T i T T T i T

ψ φ ω φ ω

ω ω

   

= % +  % − % − %  +  − % + %  (1.15)

dove le quantità h% , T T% , A T% , B T% , C T% sono definite come di seguito:D

(

2

)

2 2

ˆT T

T

T

h g h

h r

ω

= −

 Ω

T 1

A

T T

r g

T A C

π ρ

ρ

 

=  + 

Ω  

%

B r hT T π

= ρ

% Ω (1.16)

2 4 2 T C

in

T r

A

π φ

% =

2 4 2

T D

out

T r

A

π φ

% =

Questi termini risultano costanti e definiti una volta fissata la geometria del serbatoio (A , T A , in A ), l'altezza media della colonna di fluido al suo interno (out h ), la frequenza T delle oscillazioni imposte

ω

, e la geometria e la velocità di rotazione della turbopompa (r , ). Ricordando la definizione T T T

T

C V γ p

= , e sapendo che si tratta di grandezze relative alla sacca d'aria presente nella sommità del serbatoio, possiamo affermare che

(17)

γ = 1.4 e che VT ;0.05 m3 (=50 )l . La pressione p può variare da un minimo di 0.2 T bar fino ad un massimo di 1 bar a seconda della scelta di operare in condizioni cavitanti oppure no. In caso di condizioni cavitanti p risulta pari alla somma della pressione T

media di aspirazione dell'induttore e della caduta di pressione nel condotto di aspirazione. La densità dell'acqua ρ deve essere valutata per la temperatura a cui vengono effettuate le prove sperimentali. La sezione trasversale del serbatoio A è di T

0.246 m2, mentre l'altezza media della colonna d'acqua tra il pelo libero e l'asse della pompa h è circa 0.8 m. L'oscillazione verticale che verrà imposta sarà T approssimativamente 1 mm.

Si riporta di seguito una tabella riassuntiva delle varie proprietà del serbatoio e delle diverse grandezze significative per il calcolo della matrice di trasferimento, sopra citate.

Volume totale 300 l

Potenza resistenza elettrica 5 kW Superficie fascia tubiera 2 m2

Temperatura max. 90 °C

Volume della sacca d'aria VT ≈ 0,05 m3 (0.5 l) Pressione nella sacca d'aria pT Min 0.2 bar Max 1 bar

γ 1.4

Sezione trasversale AT 0.246 m2

Densità dell'acqua ρ Min 0.971 Max 0.998 Altezza media della colonna di fluido

hT 0.8 m

Oscillazione imposta al fluido ˆhT ≈ 1 mm

Tabella 1.3: Valori delle grandezze caratteristiche del serbatoio e delle proprietà necessarie al calcolo della matrice di trasferimento dinamico

(18)

1.4.2 La pedana vibrante

In figura 1.9 si può osservare come il serbatoio sia stato provvisto di un fondo piatto adatto alla sua installazione sopra una pedana vibrante , sistema pensato appositamente per l'introduzione delle oscillazioni precedentemente esaminate. In figura 1.11 sono riportati gli ingombri principali della pedana.

Figura 1.11: Pedana vibrante. Caratteristiche e dimensioni principali

Questa è costituita principalmente da una tavola porta pezzo, predisposta perché si possa fissarvi saldamente il serbatoio, e da un sistema di sospensioni per consentire alla tavola di oscillare. Il movimento è ottenuto attraverso una coppia di motovibratori a masse eccentriche controrotanti, grazie ai quali si possono imporre la frequenza e l'ampiezza di oscillazione. L'accelerazione che interessa il serbatoio è così facilmente calcolabile.

L'utilizzo dei due motovibratori fa si che le componenti orizzontali delle vibrazioni si annullino reciprocamente mentre le componenti verticali si sommino. Il movimento così ottenuto, risulta rettilineo senza l'aiuto di nessuna guida.

La parte oscillante viene semplicemente supportata da apposite sospensioni elastiche e nonostante la trasmissione delle vibrazioni a terra sia molto limitata, è comunque necessario ancorare la macchina al pavimento per evitare che questa possa spostarsi. Il sincronismo dei due motori è dovuto allo stesso movimento oscillante.

Le specifiche principali della pedana, tra cui l'ampiezza e la frequenza delle oscillazioni, vengono riportate nella seguente tabella.

(19)

Caratteristiche Intervallo di frequenze 5 - 30 Hz 30 – 50 Hz Ampiezza oscillazione 1 mm 0,5 mm

Potenza

(per 1 motovibratore) 1.5 kW

Tabella 1.4: Valori delle caratteristiche principali della pedana vibrante

Le frequenze di lavoro della pedana vibrante variano in un intervallo che va da 0 a 50 Hz, anche se per frequenze molto basse (inferiori a 5 Hz) il funzionamento diventa più instabile a causa di una perdita del sincronismo tra i due motovibratori.

1.4.3 I circuiti di travaso e di pressurizzazione-depressurizzazione dell'impianto

Figura 1.12: Schema dei circuiti di travaso e di pressurizzazione-depressurizzazione [3]

Il circuito di travaso è stato realizzato con lo scopo di svuotare e riempire l'impianto conservando l'acqua utilizzata nelle prove, in modo da impiegare ogni volta la stessa.

Attraverso un foro laterale o sulla base del serbatoio, è possibile mettere in comunicazione il circuito con il serbatoio principale dell’acqua, che possiede una capacità di 1000 litri ed è realizzato in materiale plastico. Il flusso tra i due serbatoi è reso possibile dalla presenza di due elettropompe capaci di generare portate di 50 l/min ed una prevalenza di 2 atmosfere.

(20)

Il sistema di pressurizzazione–depressurizzazione consente lo svuotamento della sacca di gas che si sviluppa al di sopra del pelo libero dell'acqua a causa della risalita e dell’accumulo di bolle di gas e vapore. Grazie a questo sistema è possibile anche pressurizzare e depressurizzare il circuito, immettendo o togliendo aria dal bladder, oppure direttamente dall'interno del serbatoio. Questo risulta di fondamentale importanza per la realizzazione delle prove, poiché in questo modo si può regolare la pressione all'ingresso della pompa. La pressurizzazione dell'impianto avviene attraverso una linea d'aria compressa, mentre la depressurizzazione grazie all’utilizzo di una pompa a vuoto, in grado di generare i livelli di vuoto necessari al raggiungimento delle pressioni minime sufficienti per la sperimentazione. La velocità di svuotamento della pompa è compreso tra 5 e 10 m3/h e consente di evacuare il volume d’aria contenuto nel serbatoio in tempi ragionevoli.

Nella linea è presente anche una riserva di vuoto, il cui funzionamento sarà spiegato nel capitolo 3.

1.4.4 I compensatori elastici (CE)

I compensatori elastici sono degli elementi di giunzione deformabili in grado di sopportare i disallineamenti assiali, radiali e angolari dei componenti tra i quali sono interposti. Questi disallineamenti possono essere dovuti a errori di montaggio o fabbricazione, oppure agli spostamenti legati al funzionamento dell'impianto. I compensatori infatti, costituiscono un buon isolamento dalle vibrazioni, in quanto rappresentano dei punti di separazione dinamica tra le varie parti del circuito.

Al fine di permettere lo smontaggio ed il montaggio della linea di aspirazione, si è installato su questa un compensatore, che attraverso una contrazione o una distensione ne permette l’arretramento o l'avanzamento rispetto alla camera di prova; viene garantita così anche una protezione (benché parziale) da eventuali colpi d'ariete, dovuti ad esempio all'arresto improvviso della pompa. La presenza di due compensatori installati immediatamente sulle sezioni di ingresso e di uscita del serbatoio è dovuta alla necessità di porre quest'ultimo in oscillazione verticale, in modo che le vibrazioni vengano trasmesse soltanto al flusso e non all'intera struttura.

I compensatori elastici utilizzati nell'impianto sono i Dilatoflex K prodotti dalla

(21)

Angst-Pfister. Sono realizzati in Neoprene ed SBR e sono rafforzati internamente da un anello metallico, che permette loro di sopportare pressioni di lavoro inferiori a quella atmosferica. Qui di seguito vengono riportate una figura esplicativa e una tabella contenente i dati fondamentali.

Figura 1.13: Compensatore elastico Dilatoflex K. [4]

Mandata Aspirazione

Diametro nominale 4” 6”

Lunghezza totale a riposo (Lf) 130 mm 130 mm Pressione massima di esercizio 16 bar 16 bar Compressione assiale max. ammissibile (LC) 105 mm 110 mm

Estensione assiale max. ammissibile (Le) 140 mm 145 mm Deformazione radiale max. ammissibile (R) 15 mm 15 mm

Deformazione angolare max. ammissibile 14° 10°

Tabella 1.5: Dati fondamentali dei compensatori elastici Dilatoflex K in uso nell'impianto

1.4.5 I flussimetri (FM)

La rilevamento della portata è affidato a due flussimetri elettromagnetici non invasivi, installati rispettivamente sulla linea di aspirazione e sulla linea di mandata. Il principio di funzionamento di questi sistemi sfrutta la conducibilità elettrica dell’acqua: viene generato all'interno del tubo, un campo magnetico radiale di intensità nota B che a sua

(22)

volta da luogo ad un campo elettrico E . Misurato quest'ultimo per mezzo di opportuni elettrodi di cui il flussimetro è fornito, e conoscendo la dimensione del tubo, è possibile risalire alla portata volumetrica.

I flussimetri utilizzati nell'impianto sono del tipo Fisher Rosemount mod. 8732C.

Figura 1.14: Flussimetro Fisher Rosemount mod. 8732C [3]

Come si può osservare dalla figura, possiedono le estremità flangiate ed un rivestimento interno in ETFE, un materiale plastico simile al Teflon in grado di sopportare temperature fino a 149 °C mentre la struttura esterna è in acciaio al carbonio. Gli elettrodi sono realizzati in acciaio inossidabile AISI 316L. L'elettronica per l'acquisizione dei dati è parte integrante del corpo del flussimetro, mentre un display esterno mostra la portata misurata in tempo reale. Le restanti caratteristiche sono riportate nella seguente tabella:

Range di velocità misurabili 0,3

÷

10 m/s Errore massimo di misurazione 0.5 %

Massima pressione operativa 40 atm Diametro interno fluss.

aspirazione 144.4 mm

Lunghezza fluss. aspirazione 332 mm Diametro interno fluss. mandata 100.6 mm

Lunghezza fluss. mandata 250 mm Tabella 1.6: Caratteristiche dei due flussimetri

(23)

1.4.6 I raddrizzatori di flusso (RF)

Davanti a ciascuna sezione d'ingresso dei due flussimetri, è stato montato un raddrizzatore di flusso, affinché la turbolenza di larga scala prodotta dalla curva a 90°

venisse ridotta dal processo laminativo del fluido. Il processo di generazione della turbolenza viene illustrato in figura 1.15.

Figura 1.15: Flusso in un condotto curvo a 90° [3]

La forza centrifuga fa si che la velocità del fluido nella parte esterna della curva sia inferiore rispetto a quella nella parte interna. Questo genera un gradiente di pressione tra le due zone che a sua volta instaura una variazione nel campo di velocità, con la formazione di due vortici controrotanti i cui effetti si propagano fino a 50 diametri a valle della curva.

Il raddrizzatore è costituito da un tratto in honeycomb a sezione esagonale in alluminio.

Questo viene fissato dentro il condotto antecedente il flussimetro, utilizzando quattro perni saldati sulla superficie interna e, sull'altro lato, la battuta ottenuta sfruttando la flangia del tubo adiacente. Tra l’honeycomb, in alluminio, ed il tubo, in acciaio, è inserito uno strato di materiale protettivo in teflon, per evitare il contatto diretto e i conseguenti problemi di corrosione.

I raddrizzatori hanno delle maglie ampie circa 5 mm, mentre la loro lunghezza è di 50 mm. Per ottenere una riduzione più significativa della turbolenza si possono mettere in serie più tratti di honeycomb, con lo svantaggio di una caduta di pressione concentrata più grande.

(24)

Figura 1.16: Sezione e fotografia di un raddrizzatore di flusso [3]

1.4.7 Le tubazioni

Le tubazioni dell'impianto CPRTF sono ottenute da tubi commerciali elettrouniti, realizzati in acciaio AISI 316 che garantisce delle buone proprietà meccaniche (σ snerv=205 MPa e σ rott=490 MPa); queste restano pressoché invariate su tutto l’intervallo di temperature di lavoro del circuito. Si è scelto tale materiale perché presenta una buona resistenza alla corrosione che potrebbe generarsi per il contatto diretto con l’acqua. In questo modo è possibile evitare l'assottigliamento delle pareti legato al rilascio di particelle di ossido che andrebbero a sporcare il fluido, aumentando così il numero dei nuclei cavitanti.

Nella seguente tabella vengono riportate le principali dimensioni radiali dei condotti di aspirazione e di mandata.

Diametro interno Spessore Aspirazione 164.3 mm (6 inches) 2 mm

Mandata 110.3 mm (4 inches) 2 mm

Tabella 1.7: Dimensioni radiali principali delle tubazioni del circuito.

(25)

Nella configurazione illustrata in figura 1.8, la linea di aspirazione risulta composta anche da condotti di dimensioni diverse rispetto a quelle sopra citate. Di seguito si riportano le dimensioni di tali componenti, evidenziati in figura 1.8 con differenti colori.

Tratto considerato (n°)

Diametro interno (mm)

Lunghezza complessiva

(mm)

Colore identificativo

1 Tabella 1.7

(Aspirazione) 795 Giallo

2 144.4 600 Rosso

3 144.4÷166 825 Viola

4 Tabella 1.7

(Mandata) 3140 Verde

Tabella 1.8: Dimensioni radiali principali delle tubazioni del circuito.

Per definire la matrice di trasferimento di un semplice condotto orizzontale è necessario conoscere l'equazione di continuità di massa ed il bilancio della quantità di moto che lo contraddistinguono.

Q tin( )= Qout( )t (1.17)

2

1

2 2

2 2

( ) ( ) ( ) 1 1 ( ) 1 ( )

2 2

out in x

x in out in

p t p t Q t Q t dQ t

gdx A A A dt

ξ

ρ λ

 

− = − −  −  −

 

(1.18)

Nell'espressione 1.14 compare l'integrale dell'accelerazione gravitazionale g calcolato tra le sezioni x1 ed x2 che delimitano il condotto la cui area è definita comeA e in A .out Il “fattore di perdita” ξ è definito come segue:

1 2 22 1

2 t

pt pt r

ξ ρ

= −

Ω (1.19) mentre la “lunghezza inerziale” λ

2

1

1 x

x

dx

λ =

A (1.20)

(26)

Sostituendo i parametri dipendenti dal tempo con i rispettivi valori complessi, e sottraendo la soluzione stazionaria si ottiene:

ˆ ˆ

in out

Q = Q (1.21)

2 2 2

( ) 1 1 ˆ

ˆout ˆin in

in out in

p p Q t Q i Q

A A A

ρ ξ ω

λ

   

= −  +  −  −  ⋅

 

 

(1.22)

Riscrivendo l'equazione della quantità di moto nella forma

pˆout = pˆin

(

R i L Q+ ω

)

ˆin (1.23) si può ottenere la matrice di trasferimento dinamico per un semplice condotto , come un tubo o una valvola:

ˆ 1

( )

ˆ

ˆ 0 1 ˆ

out in

out in

p R i L p

Q Q

   − + ω   

  =  

     

     

   

(1.24)

dove con ( )2 12 12

in out in

R Q t Q

A A A

ξ ρ ρ  

= +  − 

  si indica la resistenza e con r lT

L A

= − π Ω l'inertanza. Osservando che

2 2

2 2 2

2 in 2 in

t induttore

A p p A

Q r A

ξ ρ ρ φ

 

⋅ ∆ ∆

= = Ω ⋅   ,si può esprimere la

resistenza anche come 2 3

t

R p

π r φ

= ∆

Ω .

La matrice di trasferimento può essere riscritta in forma adimensionale, come presentato qui di seguito.

1

( )

1 2 2 2 1

( )

0 1

0 1 0 1

T T

T

r p r i

R i L R i L

r

π ω π ω ω

ρ ρ φ λ

  ∆ 

 − +   − − ⋅   − + 

 Ω  =   Ω Ω  =  

     

 

   

% %

(1.25)

1.4.8 La Silent Throttle Valve (V)

Attraverso una laminazione del flusso, la Silent Throttle Valve (S.T.V) permette di trasformare l'energia presente nel liquido sotto forma di pressione in energia interna. Il salto di pressione da essa generato corrisponde con buona approssimazione a quello

(27)

creato dalla pompa (escludendo le perdite distribuite lungo il circuito). La regolazione dell’apertura della valvola avviene manualmente per mezzo di una pompa oleodinamica a leva, in grado di raggiungere una pressione d'olio anche di 300 bar. Attraverso questo meccanismo è quindi possibile regolare la portata che attraversa l'impianto.

Figura 1.17: Pompa a pedale per la regolazione dell'apertura della S.T.V. e quindi per regolare la portata. [3]

La S.T.V. consente la laminazione del flusso senza produrre cavitazione in modo da sopprimere i problemi di vibrazione ed erosione della valvola; la generazione di nuclei cavitanti che potrebbero saturare il circuito viene così ridotta al minimo.

Nella seguente figura viene illustrato uno schema della S.T.V. con lo scopo di chiarire il suo funzionamento:

1 Elementi tronco-conici 2 Elastomero deformabile 3 Alloggiamento cilindrico 4 Pistone

5 Tappo 7 Stelo pistone 8 Piastra 9 Piastra

Figura 1.18: Schema della Silent Throttle Valve [3]

Sia l'alloggiamento cilindrico centrale che i due elementi tronco-conici laterali sono realizzati in acciaio inossidabile. Al loro interno è situato un elastomero (2) (un elemento deformabile lungo 8’’ e con diametro 6’’) incollato tra due piastre rigide (8 e

(28)

9), e attraversato come queste da 200 fori longitudinali. Introducendo olio in pressione nelle due camere delimitate dal pistone, si può muovere lo stelo (7) e la piastra (8) ad esso collegato. In questo modo l’elastomero si contrae o si allunga, variando automaticamente il diametro e lunghezza dei fori. Questo meccanismo consente di regolare la caduta di pressione nel liquido, ottenuta principalmente per gli effetti viscosi che si verificano lungo tutta l’estensione dei fori. Un tappo (5) chiude la camera del pistone mentre un elemento divergente consente di indirizzare il flusso nei passaggi ricavati ai lati di tale camera.

Lunghezza 1000 mm

Diametro 100.6 mm

Figura 1.19: Silent Throttle Valve e dettaglio della piastra rigida perforata [3] [5]

La valvola non genera nuclei cavitanti, quindi il suo comportamento è in tutto e per tutto simile a quello di un condotto. Per questo motivo la sua “capacità” è stata considerata nulla e l'inertanza pari a quella degli altri tubi che compongono l'impianto. La resistenza invece è stata calcolata a parte, in modo che si potesse ottenere la matrice di trasferimento dell'intera linea di mandata come se fosse costituita esclusivamente da semplici condotti, sommando poi alla sua resistenza quella specifica della valvola R . V Per il calcolo di R , si è imposto l'uguaglianza tra la caduta di pressione nella camera di V prova e quella complessiva di tutto il circuito idraulico, ottenuta dalla somma di

valvola

p e di ∆pcircuito ( condotti più serbatoio).

pvalvola = ∆pcp− ∆pcircuito (1.26) Eccetto che per valori elevati della portata, le cadute di pressione nei condotti legate

Piastra rigida perforata [9]

(29)

all'attrito sono trascurabili rispetto a quelle realizzabili con la valvola.

Prendendo in considerazione la presenza della valvola le matrici di trasferimento delle linee di aspirazione (A) e mandata (M) vengono quindi definite come segue.

[ ]

HA = 10

(

RA+1i Lω A

)

 

(1.27)

[ ]

HM = 10

(

RM +1i Lω M

)

 

(1.28)

1.4.9 Il motore principale (MP)

Il motore utilizzato per le prove è il MOOG FASF3V8029 di tipo “brushless” con magnete a terre rare.

Coppia max. 100 N·m Potenza max. 30 kW Velocità di rotazione

max Ω max 3000 r.p.m.

Figura 1.20: Immagine del motore principale [4];

Tabella 1.9: Caratteristiche del motore principale

Il motore presenta tre diverse modalità di controllo: coppia, velocità e posizione. Nel primo caso viene regolata la coppia prodotta dal motore e trasmessa all'albero con una precisione dell’ordine del 10%. Nel secondo caso invece si mantiene costante la velocità del motore (con una variazione massima di ±3 rpm). Il controllo di posizione serve a mantenere in rapporto pressoché costante e prefissato le velocità angolari di due alberi, come avviene nel caso della connessione attraverso una coppia di ruote dentate o per mezzo di una cinghia sincrona a denti. L’errore che può essere commesso è di ±1°.

Nella prossima figura viene riportato uno schema con gli elementi e le dimensioni principali del motore.

(30)

Figura 1.21: Schema del motore FASF3V8029 [3].

La legge oraria seguita dal motore può essere controllata tramite un programma che regola la posizione angolare, la velocità e la coppia istantanea generata.

1.4.10 Il motore secondario

Il motore principale può essere accoppiato ad uno secondario in grado di generare un moto di “whirl” dell’asse del rotore. L'accoppiamento è realizzato mediante uno schema

“master-slave”, grazie al quale è possibile impostare il valore del rapporto ω tra la velocità di rotazione del motore secondario e quella del motore primario (± 0.05

÷

10).

Il motore secondario in dotazione all'impianto è del tipo FASF2V4030 brushless e viene utilizzato esclusivamente per la realizzazione delle prove rotodinamiche.

Le altre principali caratteristiche sono riportate nella seguente tabella.

Velocità di rotazione max.Ω max 3000 r.p.m.

Coppia max. 20 Nm

Tabella 1.10: Caratteristiche del motore secondario

(31)

1.4.11 Il giunto omocinetico (G)

Il giunto omocinetico impiegato per la trasmissione della coppia, generata dal motore principale, all'albero su cui viene montata la pompa, è il Roba®-D 911.400. Una delle caratteristiche fondamentali di questo modello è l'elevata rigidezza torsionale, che garantisce la corretta posizione angolare tra l'albero motore e quello della girante. La capacità di sopportare piccoli disallineamenti assiali legati ad imperfezioni di realizzazione e/o di montaggio è garantita dalla presenza di lamine flessibili torsionalmente rigide.

Il giunto riesce a trasmettere una coppia pari o superiore a quella massima sviluppata dal motore (100 Nm).

Figura 1.22: Fotografia del giunto omocinetico Roba®-D 911.400 [4]

1.4.12 La camera di prova (CP)

La camera di prova è stata realizzata con lo scopo di alloggiare diversi modelli di turbopompe al suo interno modificando di poco il sistema, in modo da poter passare da

Figura 1.23: Disegno CAD della camera di prova [6]

Lamine metalliche

(32)

una configurazione all’altra in maniera facile e veloce. Nella prossima figura si può osservare la suddivisione della camera in parti principali.

Figura 1.24: Disegno CAD di una sezione della camera di prova, con dettagli evidenziati [6]

Il condotto di ingresso

Il condotto d'ingresso è realizzato in plexiglas, un materiale che grazie alla sua trasparenza permette di visualizzare il flusso in ingresso alla pompa.

Figura 1.25: Condotto d'ingresso in plexiglass

Questo elemento può essere utilizzato anche come alloggiamento per un induttore, da installarsi da solo oppure a monte di una girante centrifuga posizionata all'interno della camera di contenimento, come mostrato in figura 1.24. Nei casi trattati in questa tesi, la

Condotto d'ingresso

Camera di contenimento e modello di prova Albero, cuscinetti e tenute

(33)

configurazione accoppiata di pompa ed induttore non è mai stata utilizzata, bensì tutte le giranti esaminate sono state montate singolarmente. Secondo il progetto iniziale, il condotto d'ingresso doveva essere composto da due elementi in plexiglass: il primo esterno e fisso, mentre il secondo interno e mobile; quest'ultimo doveva poter essere sostituito in funzione delle dimensioni radiali dell'induttore in prova. Tra i due elementi era previsto un interstizio di 1 mm di spessore, nel quale versare una soluzione di idruro di sodio (NaI) o un olio minerale con un indice di rifrazione molto vicino a quello del plexiglas, per evitare fenomeni di distorsione ottica all’interno del condotto. La necessità di facilitare e velocizzare le operazioni di smontaggio e montaggio ha comunque portato alla scelta di non utilizzare più il condotto esterno.

La camera di contenimento ed il modello di prova

La camera di contenimento è costituita da una cassa cilindrica in lega d’alluminio aeronautica, chiusa sui due lati grazie a due coperchi e collegata alla struttura di sostegno del circuito. La camera è stata realizzata in modo da permetterne una veloce riconfigurazione, così che si possano provare diversi modelli di pompe centrifughe in combinazione con volute di diversa geometria.

Diametro 500 mm

Lunghezza assiale 281 mm Pressione max. 11 bar

Figura 1.26: Fotografia della camera di contenimento Tabella 1.11: Dimensioni principali della camera di contenimento

L’albero, i cuscinetti e le tenute

Questo gruppo di elementi è di fondamentale importanza in quanto è attraverso l'albero e i cuscinetti che si può trasmettere la coppia prodotta dal motore, alla pompa o

500 mm

281 mm

(34)

all'induttore; oltre a questo compito, si deve anche considerare quello di dover sopportare il peso della macchina, le forze e le vibrazioni generate dall'interazione con il fluido di lavoro. Un cuscinetto a rulli cilindrici ed una coppia di cuscinetti obliqui a sfere contrapposti costituiscono il gruppo cinematico utilizzato.

Per la tenuta radiale sono state utilizzate delle “tenute flangiate per moto rotante ed alternato”, costituite da un corpo in materiale plastico e da una molla in acciaio inossidabile.

1.4.13 Configurazioni della camera di prova

Nel precedente paragrafo si è accennato al fatto che una pompa può essere installata nella camera di prova in diverse configurazioni, ciascuna delle quali permette di visualizzare e studiare, insieme o separatamente, fenomeni diversi.

CPTF (Cavitating Pump Test Facility): è la configurazione base dell’impianto utilizzata per la caratterizzazione delle prestazioni delle pompe. Questa è composta da tutti gli elementi precedentemente descritti, ad eccezione del motore secondario.

CPRTF (Cavitating Pump Rotordynamic Test Facility): si tratta di un'evoluzione del CPTF che consente di studiare gli effetti del flusso sulle forze rotodinamiche agenti sugli induttori e sulle pompe centrifughe. In questo caso è previsto l'utilizzo del motore secondario che serve a generare un moto di precessione (whirl) sull'asse di rotazione della pompa. Si è in grado così di simulare possibili moti eccentrici dell'albero, che potrebbero destabilizzare il sistema. Uno schema del funzionamento del CPRTF è mostrato di seguito.

Figura 1.27: Schema semplificato di funzionamento del CPRTF [6]

(35)

Nella prossima figura si può osservare la tipica configurazione della camera di prova utilizzata per la sperimentazione rotodinamica su un induttore.

Figura 1.28: Configurazione rotodinamica per un induttore [6]

1 Tirante

2 Naso induttore

3 Induttore

4 Attacco conico 2

5 Voluta

6 Attacco conico

7 Dado bloccaggio

8 Condotto d’ingresso

9 Plexiglas

10 Dinamometro

Tabella 1.12: Elementi caratteristici della configurazione rotodinamica.

CI2TF (Cavitating Induced Instabilities Test Facility): questa versione della camera di prova viene utilizzata per lo studio delle instabilità fluidodinamiche, legate alle interazioni tra il fluido e la pompa in regime cavitante. La possibilità di passare rapidamente dalla configurazione CI2TF a quella CPRTF e viceversa, è garantita dalla presenza di un'interfaccia compatibile. I sensori di pressione differenziale PCB, utilizzati per misurare le oscillazioni di pressione nel fluido, sono installati sul condotto d'ingresso in plexiglass, come osservabile dalla figura 1.25. Per questo motivo e per meglio analizzare i fenomeni instabili, gli induttori vengono alloggiati all'interno di tale condotto, in posizione avanzata rispetto alla camera di contenimento.

(36)

Figura 1.29: Schema della configurazione CI2TF . [7]

A seconda dell'induttore utilizzato, si può sostituire il condotto in plexiglass con uno più adatto al posizionamento dei trasduttori.

Per le prove trattate in questa tesi si è preferito eliminare la pompa centrifuga a valle dei DAPAMITOR3 e DAPAMITOR4, come suggerito da studi precedenti [4]. Questo è stato necessario per consentire l'analisi dei fenomeni che caratterizzano soltanto gli induttori, evitando che le perturbazioni generate da una pompa centrifuga potessero influenzare ed inficiare i risultati ottenuti. Analogamente, per la realizzazione delle prove sulla pompa centrifuga FIP si è preferito evitare l'inserimento di qualsiasi induttore a monte della camera di contenimento.

Figura 1.30: Configurazione CI2TF

Attacco conico 3

Tirante Attacco conico 2

Finto dinamometro

Attacco conico 1 Voluta

Induttore Naso dell'induttore

(37)

La configurazione scelta per l'analisi d'instabilità dei DAPAMITOR3 e DAPAMITOR4 è mostrata in Figura 1.30, e coincide con quella utilizzata per la caratterizzazione delle prestazioni in regime cavitante e non (CPTF). Come si può osservare, l'induttore è collegato all'albero grazie ad un attacco conico, ed è mantenuto in posizione per mezzo di un tirante nascosto dal naso e dalla voluta. La trasmissione del moto avviene grazie al collegamento del finto dinamometro con l'albero motore sempre per mezzo di un attacco conico.

CI2RTF (Cavitating Induced Instability Rotordynamic Test Facility): si tratta di una configurazione simile alla precedente, che viene utilizzata per lo studio simultaneo delle instabilità fluidodinamiche legate alle oscillazioni di pressione, e delle forze rotodinamiche che agiscono sull'induttore, permettendo di associare tra loro i due fenomeni;

Le caratteristiche principali dell’impianto possono essere riassunte nella seguente tabella:

Diametro dei tubi del condotto DN = 6” (condotto di aspirazione) DN = 4” (condotto di scarico) Salto di pressione massimo della

pompa pTmax = 10 atm

Pressione massima all’ingresso della

pompa p1max = 6 atm

Pressione minima all’ingresso della

pompa (pT1 – pV)min = 1000 Pa Portata volumetrica massima Qmax = 0.1 m3/sec

Temperatura massima Tmax = 100°C

Velocità di rotazione massima dei motori

Ωmax = 3000 rpm (estendibile a 6000 rpm per prove su induttori assiali) Coppia e potenza del motore principale Pmax = 30 kW

Tmax = 100 Nm Coppia e potenza del motore

secondario P2max = 5 kW

T2max = 20 Nm Eccentricità del moto di precessione εmax = 2 mm

Tabella 1.13: Tabella riassuntiva delle principali caratteristiche dell'impianto. [2]

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