Desarrollo del túnel de viento TVIM-49-60-1x1

Texto completo

(1)DESARROLLO DEL TÚNEL DE VIENTO TVIM‐49‐60‐1x1. TESIS DE MSc. SANTIAGO CAICEDO CALLEJAS AUTOR. PhD ÁLVARO E. PINILLA ASESOR. UNIVERSIDAD DE LOS ANDES FACULTAD DE INGENIERÍA DEPARTAMENTO DE INGENIERÍA MECÁNICA BOGOTÁ DC, COLOMBIA 2008.

(2) AGRADECIMIENTOS Quiero agradecer a mi asesor, Álvaro Pinilla, por sus valiosas enseñanzas y apoyo durante este tiempo. Al profesor Alejandro Marañón por sus sugerencias y aportes al desarrollo del proyecto. Al ingeniero Andrés Vargas por su contribución a lo largo de la fase de diseño. A los ingenieros Luis Fernando Niño, Álvaro Sanjinés y Santiago Douat por sus valiosas ideas durante los procesos de manufactura y ensamble. De manera especial al equipo de trabajo de los laboratorios de Manufactura y Dinámica de Fluidos del Departamento de Ingeniería Mecánica de la Universidad de los Andes. Finalmente, a mi familia y a Diana por su amor y apoyo incondicional.. ii.

(3) RESUMEN El túnel de viento de circuito cerrado para pruebas aerodinámicas TVIM‐49‐60‐1X1 de la Universidad de los Andes, fue diseñado para unas condiciones de velocidad de 60 m/s y un área de 1 m x 1 m x 2 m en su sección de pruebas. El conjunto tiene una longitud total de 17.5 m y una altura de 6.5 m, y cuenta con difusores, ductos esquineros, álabes directrices, campana de contracción, zona de pruebas, mallas y un ventilador axial de 20 aspas y 1.6 m de diámetro diseñado en la Universidad de los Andes.. Antes de su construcción, el comportamiento estructural del túnel bajo las condiciones de diseño fue verificado por medio de herramientas de análisis por elementos finitos (FEA). De igual forma, el flujo de aire a través de las diferentes secciones, incluyendo el ventilador, fue analizado utilizando un paquete de dinámica de fluidos computacional (CFD). Durante la etapa de fabricación de las aspas del ventilador y los álabes del estator, se emplearon técnicas de manufactura asistida por computador (CAM), gracias al Laboratorio de Manufactura del Departamento de Ingeniería Mecánica de la Universidad de los Andes. Los resultados preliminares del desempeño del Túnel de Viento operando sin su sección de pruebas, son mostrados como parte del proceso de calibración del mismo, una vez culminada la fase de ensamble.. iii.

(4) TABLA DE CONTENIDOS Pág. AGRADECIMIENTOS. ii. RESUMEN. iii. TABLA DE CONTENIDOS. iv. LISTA DE FIGURAS. vii. LISTA DE TABLAS. ix. LISTA DE SÍMBOLOS. x. 1. INTRODUCCIÓN. 1. 2. CONCEPTOS DE AERODINÁMICA. 4. 2.1. Fuerzas aerodinámicas. 4. 2.2. Distribución de presión sobre perfiles aerodinámicos. 5. 2.3. Coeficientes de sustentación y arrastre. 6. 3. CARACTERÍSTICAS DEL TÚNEL DE VIENTO TVIM‐49‐60‐1x1 3.1. Difusores. 9 9. 3.2. Ductos esquineros y álabes directrices. 11. 3.3. Sección de asentamiento y mallas. 12. 3.4. Campana de contracción. 13. 3.5. Sección de pruebas. 15. 4. DISEÑO DE VENTILADOR AXIAL. 17. 4.1. Parámetros de diseño. 17. 4.2. Selección del perfil aerodinámico de las aspas. 18. 4.3. Diseño de las aspas. 20. 4.4. Curvas teóricas de rendimiento. 21 iv.

(5) 5. SIMULACIONES COMPUTACIONALES DE VENTILADOR AXIAL (CFD) 5.1. Parámetros de las simulaciones. 24 24. 5.1.1. Condiciones. 24. 5.1.2. Parámetros de las simulaciones. 26. 5.2. Curvas de rendimiento (validación del modelo) 6. DISEÑO DE ESTATOR Y CUBO. 28 30. 6.1. Cubo. 30. 6.2. Estator. 31. 7. SIMULACIONES COMPUTACIONALES DE ESTATOR Y CUBO (CFD). 33. 8. DISEÑO DE SECCIÓN DEL VENTILADOR Y SISTEMA DE ANCLAJE. 36. 8.1. Ducto. 36. 8.2. Mesa de soporte del motor. 37. 8.2.1. Condiciones de la simulación estructural. 37. 8.2.2. Resultados de la simulación estructural. 39. 9. MANUFACTURA, P RUEBAS Y ENSAMBLE DE VENTILADOR 9.1. Manufactura y pruebas de las aspas. 41 41. 9.1.1. Manufactura. 41. 9.1.2. Medición de la frecuencia natural. 42. 9.1.3. Análisis modal. 43. 9.1.4. Prueba de fatiga. 45. 9.2. Manufactura y pruebas de los álabes correctores. 46. 9.2.1. Manufactura. 46. 9.2.2. Prueba de flexión. 47. 9.2.3. Análisis modal. 49. 9.3. Ensamble del ventilador. 49. 9.3.1. Simulación estructural del ventilador. 50. 9.3.2. Ensamble del ventilador. 52. v.

(6) 9.4. Ensamble del sistema completo. 53. 10. ANÁLISIS DE NIVELES DE RUIDO. 56. 11. CALIBRACIÓN SIN SECCIÓN DE PRUEBAS. 60. 12. CONCLUSIONES. 62. 13. REFERENCIAS. 64. ANEXO A – DATOS DE DISEÑO VENTILADOR AXIAL ANEXO B – INFORMACIÓN TÉCNICA MOTOR ABB® 3GQA 253 302‐ADA ANEXO C – PLANO CUBO VENTILADOR ANEXO D – PLANO DE ENSAMBLE CONJUNTO VENTILADOR ANEXO E – CATÁLOGO VARIADOR DE VELOCIDAD ABB® ACS800 ANEXO F – CATÁLOGO MOTOR ABB® 3GQA 253 302‐ADA. vi.

(7) LISTA DE FIGURAS Pág. Figura 1.1. Componentes del Túnel de Viento TVIM‐49‐60‐1x1 Figura 2.1. Fuerzas aerodinámicas sobre un objeto Figura 2.2. Distribución de presión sobre un perfil aerodinámico Figura 2.3. Sustentación contra ángulo de ataque perfil NACA 0015 Figura 3.1. Entrada del difusor #1 Figura 3.2. Entrada del difusor #2 Figura 3.3. Perfil aerodinámico de los álabes directrices Figura 3.4. Malla calibre 50 de 2.6 m x 2.6 m Figura 3.5. Campana de contracción Figura 4.1. Información aerodinámica del perfil S834 Figura 4.2. Geometría del perfil S834 Figura 4.3. Distribución de cuerda y ángulo de ataque sobre las aspas Figura 4.4. Curva teórica de presión de ventilador a 1000 rpm Figura 4.5. Curvas teóricas de potencia y eficiencia de ventilador a 1000 rpm Figura 5.1. Malla generada en ANSYS® CFX® Figura 5.2. Condiciones de frontera del volumen de control Figura 5.3. Curvas de presión contra caudal de ventilador (CFD) Figura 5.4. Curvas de potencia contra caudal de ventilador (CFD) Figura 6.1. Forma geométrica del cubo diseñado Figura 6.2. Distribución del ángulo de salida del flujo Figura 7.1. Dirección del flujo a la salida del ventilador sin estator Figura 7.2. Dirección del flujo a la salida del ventilador con estator Figura 7.3. Distribución de velocidades y líneas de corriente sin estator Figura 7.4. Distribución de velocidades y líneas de corriente con estator Figura 8.1. Malla generada para la simulación estructural de la mesa Figura 8.2. Distribución de esfuerzo equivalente sobre la mesa Figura 8.3. Distribución de la deflexión total sobre la mesa Figura 9.1. Fabricación molde aspas en manufactura por computador Figura 9.2. Prueba experimental de frecuencia natural de las aspas Figura 9.3. Montaje para la prueba de fatiga del aspa Figura 9.4. Fabricación molde álabes en manufactura por computador Figura 9.5. Montaje de la prueba de flexión de un álabe corrector. vii. 2 4 6 8 9 10 11 13 14 19 20 21 22 22 25 26 28 28 31 32 34 34 35 35 39 39 40 42 43 45 46 47.

(8) Figura 9.6. Características de la malla utilizada sobre el ventilador Figura 9.7. Distribución del esfuerzo equivalente sobre el ventilador Figura 9.8. Distribución de la deflexión total sobre el ventilador Figura 9.9. Procedimiento de ensamble de las aspas del ventilador Figura 9.10. Ventilador acoplado al motor Figura 9.11. Ensamble del sistema del ventilador completo Figura 10.1. Nivel de presión del sonido a 5 m de distancia Figura 10.2. Curva de atenuación de ruido para el punto de diseño Figura 11.1. Resultados calibración sin sección de pruebas Figura 11.2. Curvas del túnel de viento con y sin sección de pruebas. viii. 51 52 52 53 54 55 58 59 60 61.

(9) LISTA DE TABLAS Pág. Tabla 3.1. Parámetros de operación de diseño del túnel de viento Tabla 5.1. Parámetros de las simulaciones (CFD) Tabla 8.1. Parámetros de la simulación estructural Tabla 9.1. Modos de vibración de las aspas Tabla 9.2. Resultados prueba de flexión de un álabe corrector Tabla 9.3. Modos de vibración de los álabes correctores Tabla 9.4. Parámetros de la simulación estructural de ventilador Tabla 9.5. Elementos que componen el sistema del ventilador completo Tabla 10.1. Variables para cálculo de la presión acústica Tabla 11.1. Resultados calibración sin sección de pruebas. ix. 16 27 38 44 48 49 50 53 56 61.

(10) LISTA DE SÍMBOLOS a c CA CL CD Cl Cd D k L M PA PWL Q r R Re SPL V∞ α θ μ ρ∞ σ. Intensidad de la fuente Longitud de la línea de cuerda del perfil aerodinámico Coeficiente de fuerza aerodinámica Coeficiente de sustentación tridimensional Coeficiente de arrastre tridimensional Coeficiente de sustentación bidimensional Coeficiente de arrastre bidimensional Fuerza de arrastre Factor de pérdida de presión Fuerza de sustentación Momento Presión acústica Nivel de potencia del sonido Caudal Magnitud del vector que une el origen de la fuente con el perfil Fuerza aerodinámica total Número de Reynolds Nivel de presión del sonido Velocidad del aire lejos del objeto Ángulo de ataque Ángulo de barrido Viscosidad cinemática del fluido Densidad del fluido Solidez (distancia entre álabes/longitud de cuerda). x.

(11) 1. INTRODUCCIÓN El proyecto de diseño y construcción del Túnel de Viento de circuito cerrado TVIM‐ 49‐60‐1x1 que actualmente adelanta el Departamento de Ingeniería Mecánica de la Universidad de los Andes, tiene como fin impulsar el desarrollo de investigaciones que permitan analizar las interacciones entre diferentes cuerpos y el aire. Durante la etapa de diseño, en la que se contó con la colaboración de la Universidad de Bristol (UK) [1], se propuso un esquema con unas condiciones de velocidad y área de pruebas de 60 m/s y 1 m x 1 m, respectivamente. En este proceso, fueron estudiadas en detalle las pérdidas de presión generados por los elementos internos y la fricción del aire con las paredes del túnel, teniendo siempre en cuenta la estabilidad de la capa límite [2].. Con base en las condiciones de operación deseadas, se dimensionaron los diferentes componentes del túnel, como los difusores, ductos esquineros, álabes directrices, campana de contracción, sección de pruebas, mallas, y por último el conjunto del ventilador (ver figura 1.1). Dichos componentes fueron diseñados a partir de estándares para la instalación de sistemas de aire acondicionado, SMACNA [3] y ASHRAE [4]. Como resultado, se determinó fabricar el ducto en lámina de acero calibre 16 swg (‘standard wire gauge’) [5].. Una vez dimensionados y fabricados los componentes del ducto, se procedió a calcular el sistema ventilador‐estator, empleando como parámetros de diseño la caída de presión a lo largo del túnel (650 Pa), el caudal (60 m3 /s), el diámetro (1.6 m) y la velocidad angular (1000 rpm). Para lograr el rendimiento especificado, y con 1.

(12) base en cálculos teóricos, fue necesario dimensionar el cubo del ventilador, especificar el número de aspas, y finalmente seleccionar un perfil alar adecuado para las condiciones de operación del equipo. A partir del diseño aerodinámico del ventilador se llevaron a cabo simulaciones en CFD para analizar, tanto el rendimiento del rotor como del estator, y establecer el aumento neto de presión a través del sistema, así como la potencia requerida.. Figura 1.1. Componentes del Túnel de Viento TVIM‐49‐60‐1x1. Tras la validación del diseño del sistema ventilador‐estator, se procedió a fabricar un prototipo de una de las aspas del rotor así como de uno de los álabes del estator, utilizando técnicas de manufactura asistida por computador (CAM). Esto permitió llevar a cabo pruebas experimentales para evaluar el comportamiento del material de dichos elementos bajo las condiciones de operación esperadas. 2.

(13) Este documento presenta una descripción de los conceptos de diseño y los procedimientos utilizados durante la etapa de construcción y ensamble del túnel de viento, así como un análisis de los niveles de ruido generados por la operación del sistema. Finalmente, se muestran los resultados experimentales del desempeño del túnel de viento sin su sección de pruebas, como parte del proceso de calibración del mismo.. Para una mayor comprensión de los contenidos de este documento, se recomienda la lectura previa de los capítulos 1 y 4 de la referencia [2].. 3.

(14) 2. CONCEPTOS DE AERODINÁMICA La interacción de cualquier cuerpo con el aire produce una distribución de presión y esfuerzo cortante, junto unas fuerzas aerodinámicas asociadas. Todo esto, está determinado por las características del flujo y la forma geométrica del objeto. En el caso del diseño de ventiladores axiales, lo que se busca es establecer la geometría del equipo a partir de las condiciones de operación deseadas, haciendo necesario el estudio de los diferentes fenómenos y parámetros aerodinámicos involucrados.. 2.1. Fuerzas aerodinámicas La fuerza aerodinámica total (R) que siente un cuerpo bajo la acción del aire, puede descomponerse en dos: fuerza de arrastre (D) y fuerza de sustentación (L). La primera es paralela y de la misma dirección a la velocidad del aire lejos del objeto, mientras que la segunda perpendicular a ésta (ver figura 2.1).. L. V∞. R. D. M. α Figura 2.1. Fuerzas aerodinámicas sobre un obje to. 4.

(15) Debido a que la fuerza de arrastre se opone al movimiento, a la hora de diseñar una geometría aerodinámicamente eficiente, el objetivo es maximizar la relación L/D, de tal forma que la energía requerida para mover el cuerpo sea mínima. Dichas geometrías son conocidas como ‘perfiles aerodinámicos’, y son utilizados en aplicaciones tales como alas de aviones, hélices, alerones, y aspas de ventiladores, entre otras. Sin embargo, es en el diseño de estas últimas en el cual se enfoca el presente documento.. Adicionalmente, es necesario definir una serie de parámetros geométricos asociados a los perfiles aerodinámicos. Estos son: Línea de cuerda: segmento que une el borde ataque con el borde de salida. Cuerda (c): longitud de la línea de cuerda. Espesor: relación entre el espesor máximo del perfil y la cuerda. Ángulo de ataque: ángulo entre la velocidad del aire (V∞) y la línea de cuerda.. 2.2. Distribución de presión sobre perfiles aerodinámicos La presión sobre un perfil es la que genera las fuerzas aerodinámicas anteriormente mencionadas. Los cambios en ella, están además ligados a variaciones tanto en la energía cinética (velocidad), como en la energía potencial del fluido. La figura 2.2 ilustra un perfil de presión típico sobre un perfil aerodinámico. En ella se observa que en la parte superior del objeto, la presión es menor a la presión estática del fluido, mientras que en la parte inferior del perfil, la presión es mayor a la presión estática del fluido, generando sustentación. Es importante además notar que la presión es en todo punto normal a la superficie.. 5.

(16) Figura 2.2. Distribución de presión sobre un perfil aerodinámico1. 2.3. Coeficientes de sustentación y arrastre Al combinar las variables físicas involucradas en la interacción entre el aire y un perfil aerodinámico, se obtienen los siguientes coeficientes adimensionales: Número de Reynolds:. Re =. ρ∞V∞ c µ. Coeficiente de fuerza aerodinámica:. CA =. El término. 1. R 1 ρ∞V∞2 c 2 2. 1 ρ ∞V∞2 representa la presión dinámica del fluidolejos del objeto. 2. http://hyperphysics.phy‐astr.gsu.edu/hbase/fluids/imgflu/. 6.

(17) Al descomponer la fuerza aerodinámica R en L y D se obtiene:. CL =. L. CD =. 1 ρ∞V∞2c 2 2. D 1 ρ ∞V∞2 c 2 2. Si se considera un perfil bidimensional y se toman la sustentación y el arrastre por unidad de longitud, se tiene que:. Cl =. l. Cd =. 1 ρ∞V∞2c 2. d 1 ρ∞V ∞2 c 2. Las ecuaciones anteriores representan los coeficientes de sustentación y arrastre para geometrías bidimensionales, los cuales dependen de parámetros como el número de Reynolds y el ángulo de ataque, y permiten estudiar el rendimiento de los perfiles aerodinámicos.. La figura 2.3 representa una gráfica típica de coeficiente de arrastre contra ángulo de ataque para un perfil aerodinámico (NACA 0015). Nótese que a medida que aumenta el ángulo de ataque, el coeficiente de sustentación también lo hace progresivamente para después decrecer nuevamente. En el punto en el cual el coeficiente de sustentación es máximo, el perfil entra en una condición denominada ‘pérdida’, debida al desprendimiento de la capa límite del fluido. Este fenómeno, para un mismo perfil, se presenta a diferentes ángulos de ataque según el número de Reynolds correspondiente. Así, a números de Reynolds bajos (<5x105 ), la separación ocurre a ángulos de ataque menores debido a que el flujo no es capaz de resistir gradientes de presión altos. 7.

(18) Figura 2.3. Coeficiente de sustentación contra ángulo de ataque para el perfil NACA 0015 a diferentes números de Reynolds [6]. 8.

(19) 3. CARACTERÍSTICAS DEL TÚNEL DE VIENTO TVIM‐49‐60‐1x1 3.1. Difusores Los difusores son elementos para la recuperación de presión y su configuración consiste en un área de entrada más pequeña que la de salida. El túnel de viento TVIM‐49‐60‐1x1 cuenta con dos difusores (ver figuras 3.1 y 3.2). El primero de ellos está ubicado en la sección posterior a la zona de pruebas, mientras que el segundo se encuentra a la salida del ventilador, con el fin de aumentar aún más su presión.. Figura 3.1. Entrada del difusor #1. 9.

(20) Figura 3.2. Entrada del difusor #2. Los dos difusores diseñados poseen un coeficiente de recuperación del 90%. Este coeficiente, asociado a su eficiencia, arrojó un aumento de presión teórico de 1430 Pa para el primer difusor (#1) y 370 Pa para el segundo (#2). Mediante CFD se comprobó que en ambos difusores la capa límite del fluido no se desprenda, validando así la selección del ángulo de apertura de los mismos, de 4° y 3.9°, respectivamente [7].. Igualmente, como parte del diseño, se efectuó una comprobación por elementos finitos de la estructura del difusor de mayor tamaño, utilizando lámina de acero calibre 16 swg para determinar la deflexión máxima del elemento sometido a una presión interna de 1600 Pa. Este análisis permitió calcular las distancias máximas permitidas entre las uniones (SMACNA) para evitar que se presente deflexión acentuada.. 10.

(21) 3.2. Ductos esquineros y álabes directrices Los ductos esquineros son codos que por su geometría cambian la dirección del flujo noventa grados. Sin embargo, esto puede ocasionar una separación en la esquina interior y un estancamiento en la esquina exterior, resultando en una mayor pérdida de presión. Para evitar que esto ocurra, se utilizan álabes directrices, los cuales pueden tener diferentes perfiles aerodinámicos. Durante la etapa de diseño, se estudió el comportamiento de un perfil tipo Kröber compuesto por una placa curvada [8]. Este perfil, que no genera pérdidas de presión considerables, fue incorporado en las 4 esquinas del túnel de viento TVIM‐49‐60‐ 1x1 (ver figura 3.3).. Figura 3.3. Perfil aerodinámico de los álabes directrices. 11.

(22) Mediante simulaciones en CFD se analizó el comportamiento aerodinámico del perfil seleccionado, permitiendo verificar el no desprendimiento de la capa límite y la no formación de vórtices que pudieran representar mayores pérdidas de presión. Utilizando una solidez σ = 0.47, se determinó instalar 11 álabes en los dos ductos esquineros posteriores a la sección de pruebas y 16 en los dos restantes, posicionados a un ángulo de ataque de 56°. La separación entre álabes se estimó en 240 mm, y su longitud de cuerda en 500 mm.. 3.3. Sección de asentamiento y mallas La cámara de asentamiento es la sección anterior a la campana de contracción, en la cual pueden encontrarse elementos como mallas y panales de abejas. Además, es la sección del túnel que mantiene constante su área transversal durante una mayor longitud, y como su nombre lo indica, permite el asentamiento del fluido.. Las mallas y panales de abejas, son utilizados para disminuir la intensidad de turbulencia del flujo antes de ingresar a la sección de pruebas [9]. Tras una selección cuidadosa del tipo de mallas a utilizar, es posible obtener una disminución considerable de la intensidad de turbulencia en la sección de pruebas y un perfil de velocidad uniforme. Teniendo en cuenta que estos componentes representan obstáculos para el flujo y generan una pérdida sustancial de presión, son ubicados en zonas de baja velocidad, minimizando así su impacto.. Las mallas utilizadas en la sección de asentamiento, se identifican por su calibre, es decir, el número de orificios por pulgada cuadrada que poseen. Este parámetro es independiente del diámetro del alambre y la geometría de los huecos.. 12.

(23) Figura 3.4. Malla calibre 50 de 2.6 m x 2.6 m. Tras una serie de pruebas experimentales con diferentes muestras comercialmente disponibles [5], se encontró que con la combinación de una malla calibre 10 (50% área abierta) y una calibre 50 (33% área abierta), es posible obtener una intensidad de turbulencia inferior a 0.6% [10]. Por tal motivo, se implementó una configuración de mallas 10‐50, separadas entre sí una distancia de 3000 mm (ver figura 3.4).. 3.4. Campana de contracción La campana de contracción utilizada para acelerar el fluido a una velocidad de 60 m/s, es además un medio efectivo para minimizar las variaciones de velocidad transversal, responsables en buena parte de la intensidad de turbulencia medida en la zona de pruebas. Es por esto que el diseño de dicho elemento se llevó a cabo 13.

(24) teniendo en cuenta que a pesar de que la capa límite no se desprende en un medio con presión favorable (presión decreciente), sí puede d esprenderse en la sección de pruebas, aumentando las pérdidas de presión.. Figura 3.5. Campana de contracción. Así, mediante el uso de ecuaciones polinómicas, se obtuvo un perfil suave que cumple con el fin propuesto [9], el cual tiene una longitud total de 2.8 m, una sección transversal de entrada de 2.6 m x 2.6 m, y una sección transversal de salida de 1 m x 1 m que se conecta con la zona de pruebas del túnel de viento. Las ecuaciones que determinan la geometría de la campana son:. y 1 = −0 .314 x 3 + 6.76 → 0 m ≤ x ≤ 1 .4m. y2 = −0 .175 x8 + 0 .315 x 7 + 1 → 1 .4 m ≤ x. 14.

(25) La construcción de este elemento se hizo utilizando cuatro plantillas en acero con la geometría obtenida, a partir de las cuales se generó una estructura de un material compuesto por madera y plástico reforzado con fibra de vidrio (FGRP). Para lograr dar rigidez a la pieza, se construyó un refuerzo exterior en tubería cuadrada de acero (ver figura 3.5). De igual forma, dada la importancia de lograr un buen acabado sobre la superficie interior de la campana para prevenir un eventual desprendimiento de la capa límite, fue necesario aplicar un recubrimiento interno.. 3.5. Sección de pruebas Aún cuando las condiciones sobre la sección de pruebas en lo que se refiere a dimensiones y velocidades ya han sido predeterminadas, la intensidad de turbulencia y el perfil de velocidades en ésta, aún deben ser ajustadas al momento de calibrar el túnel. Cabe indicar que una intensidad de turbulencia óptima es del orden de 0.5%.. Es importante recalcar que la sección de pruebas se diseñó con unas dimensiones de 1 m de ancho x 1 m de alto x 2 m de largo. El uso de ángulos a 45° [11] (chaflanes) en las esquinas, reduce el área transversal en la sección de pruebas evitando la separación de la capa límite y la formación de vórtices en las esquinas. Este diseño se utiliza para evitar ángulos rectos y se extiende desde la campana de contracción hasta la primera sección del difusor posterior a la zona de pruebas.. La velocidad de 60 m/s y el tamaño de la sección de pruebas, determinan las dimensiones de los componentes del túnel de viento. A cada uno de estos componentes está asociado un factor de pérdida de presión ‘k’ (ver tabla 3.1), que se cuantificóindividualmente. A partir de dichos factores, se calcularon las pérdidas 15.

(26) de presión que dieron como resultado un requerimiento de potencia neumática de 22 kW. A las pérdidas propias del sistema, se sumó además la pérdida de presión generada por el objeto en prueba, cuyo límite se estableció en un 20% de la sección transversal de la zona de pruebas. Esta condición arrojó una pérdida de presión total de 665 Pa a lo largo del túnel, que debe ser recuperada por el ventilador.. ΔPresión (Pa). Velocidad (m/s). Difusor #1. 1365. 19. Difusor #2. 344. 8.9. ‐1549. 60. Esquina de 2.6 m x 2.6 m. ‐1.6. 8.9. Esquina de 1.8 m x 1.8 m. ‐4.7. 19. Sección de pruebas. ‐190. 60. Álabes directrices. ‐56.4. 8.9. Contracción. ‐276. 44. Mallas. ‐290. 8.9. Elemento. Campana de contracción (salida). Total. ‐665. Tabla 3.1. Parámetros de operación de diseño del túnel de viento. 16.

(27) 4. DISEÑO DE VENTILADOR AXIAL El diseño preliminar del ventilador se llevó a cabo utilizando la teoría aerodinámica para diseño de bombas y ventiladores axiales [12], la cual considera y analiza únicamente el disco que comprende el rotor, sin tener en cuenta las perturbaciones anteriores y/o posteriores al plano de éste.. 4.1. Parámetros de diseño De acuerdo con las características del túnel de viento, el ventilador se diseñó para bombear un caudal (Q) de 60 m3 /s de aire y generar un aumento de presión de 670Pa. A continuación se muestran los parámetros. utilizados para el. dimensionamiento y diseño geométrico del equipo:. Diámetro del ventilador:. 1.6 m. Diámetro del cubo:. 0.9 m. Número de aspas:. 20. Velocidad angular:. 1 000 rpm. Densidad del aire:. 0.88 kg/m3. Temperatura del aire:. 22°C. Presión atmosférica:. 74 600 Pa. Viscosidad cinemática:. 1.4x10 ‐5 m2 /s. El diámetro del ventilador está determinado por las características de diseño del. 17.

(28) túnel de viento, mientras que el diámetro del cubo se estableció de tal forma que el motor eléctrico que impulsa el rotor pudiera alojarse en su interior. El número de aspas se seleccionó pensando en que el tamaño esperado de las mismas estuviera de acuerdo con las dimensiones del equipo de manufactura a utilizar (centro de mecanizado Fadal® VMC 2216). La velocidad nominal de giro se determinó en 1000 rpm ya que este valor equivale al 80% de la velocidad máxima del motor eléctrico. Sin embargo, esto también se hizo pensando en reducir los niveles de ruido generados por la operación del conjunto motor‐ventilador.. En cuanto a las características del aire (densidad, temperatura y viscosidad cinemática), fueron medidas experimentalmente y corresponden a las condiciones atmosféricas de Bogotá DC. Así, si se instala el equipo a una altitud diferente y bajo otras condiciones, su rendimiento no será el mismo. Esta es la principal razón por la cual se optó por diseñar y fabricar el ventilador de acuerdo con las necesidades propias del túnel de viento, y no incorporar uno cuyo rendimiento estuviera preestablecido para otras condiciones.. 4.2. Selección del perfil aerodinámico de las aspas La escogencia del perfil aerodinámico a utilizar se llevó a cabo teniendo en cuenta el número de Reynolds aproximado, que en este caso es de 500 000 cuando el ventilador gira a 1 000 rpm. Así, se buscó un perfil cuya información aerodinámica (coeficientes de sustentación y arrastre) fuera conocida bajo estas condiciones.. En cuanto al rendimiento, el principal objetivo es maximizar la relación entre la fuerza de sustentación y la fuerza de arrastre, para lo cual se requiere conocer la. 18.

(29) variación de dichos parámetros con el ángulo de ataque del perfil para el número de Reynolds correspondiente.. Adicionalmente, es necesario analizar algunos parámetros geométricos del perfil, como son la combadura y el espesor. Este último es particularmente importante a la hora de diseñar un sistema capaz de soportar las fuerzas generadas por la interacción del perfil con el fluido.. Así, se seleccionó el perfil aerodinámico NREL S834 [13], del ‘National Renewable Energy Laboratory’, el cual es ampliamente utilizado en turbinas eólicas que operan a bajos números de Reynolds, y cuyo borde salida fue diseñado para reducir el ruido aerodinámico generado. El rendimiento y características geométricas de dicho perfil se muestran a continuación:. 0,08. 1,5. 0,07 1 0,06. Cl. 0,04 0. ‐15. ‐10. ‐5. 0,03 0. 5. 10. 15 0,02. ‐0,5 0,01 ‐1. 0. Angulo de ataque (°) Figura 4.1. Información aerodinámica del perfil S834 [13]. 19. Cd. 0,05. 0,5.

(30) La información de la figura 4.1 corresponde a un número de Reynolds de 500,000. De allí se obtiene que el valor máximo de la relación entre el coeficiente de sustentación y el coeficiente de arrastre es 80, y se alcanza a un ángulo de ataque de 5.2°.. Figura 4.2. Geometría del perfil S834 [13]. 4.3. Diseño de las aspas Para obtener un equipo aerodinámicamente eficiente, es decir, que logre transformar al máximo la potencia entregada en potencia neumática, las aspas deben diseñarse de tal forma que el ángulo de ataque efectivo del perfil corresponda al punto en el cual la relación sustentación/arrastre es mayor (5.2° en este caso).. Es así como se obtuvo un diseño de ventilador de 20 aspas (ver anexo A), cuya máxima potencia consumida, calculada a partir de la teoría aerodinámica para diseño de ventiladores axiales, es de 48 kW a un caudal de 50 m3/s, mientras que en el punto de operación de diseño (60 m3 /s), la potencia consumida es de 46 kW (ver figura 4.3).. Lo anterior permitió dimensionar el motor a utilizar, siendo este un ABB® 3GQA 253 302‐ADA de 49 kW (65 hp) de potencia nominal y 1200 rpm, cuyas características técnicas y curvas de arranque se muestran en detalle en el anexo B.. 20.

(31) 60. 0,16 0,14. 55 50. 0,10. 45. 0,08 0,06. 40. Ángulo de ataque (°). Cuerda (m). 0,12. 0,04 35. 0,02 Cuerda. Ángulo de ataque. 0,00. 30 0,5. 0,6. 0,7. 0,8. Posición radial (m) Figura 4.3. Distribución de cuerda y ángulo de ataque a lo largo de las aspas. 4.4. Curvas teóricas de rendimiento Las figuras 4.4 y 4.5 muestran el rendimiento teórico del ventilador, calculado a partir del diseño obtenido. En ellas se grafican el aumento de presión generado, potencia consumida y eficiencia en función del caudal, a una velocidad de 1000 rpm.. Puede observarse que el aumento de presión máximo esperado es de 791 Pa a un caudal de 50 m3 /s, arrojando el requerimiento de potencia de 48 kW anteriormente mencionado.. 21.

(32) 900 800 700 Presión (Pa). 600 500 400 300 200 100 0 0. 10. 20. 30. 40. 50. 60. 70. 80. 90. Caudal (m3/s) Figura 4.4. Curva teórica de presión contra caudal del ventilador a 1000 rpm. 100%. 60. Eficiencia. 40 60% 30 40% 20 20%. Potencia (kW). 50. 80%. 10 Eficiencia. 0% 0. 10. 20. 30. 40. Potencia 50. 60. 70. 0 80. 90. 3. Caudal (m /s) Figura 4.5. Curvas teóricas de potencia y eficiencia contra caudal del ventilador a 1000 rpm. 22.

(33) En cuanto a la eficiencia teórica del ventilador, ésta alcanza un valor de 86.4% en el punto de operación de diseño (60 m3 /s), mientras que a un caudal de 75 m3 /s, llega a 89%.. 23.

(34) 5. SIMULACIONES COMPUTACIONALES DE VENTILADOR AXIAL (CFD) Con el propósito de validar los resultados teóricos obtenidos, se llevaron a cabo simulaciones computacionales (CFD) del ventilador calculado, utilizando la herramienta Turbo CFX® de ANSYS®, diseñada para pruebas de rendimiento de turbo maquinaria. En ellas, se varió el caudal desde 50 m3 /s hasta 75 m3 /s para obtener las curvas de presión, potencia y eficiencia.. 5.1. Parámetros de las simulaciones 5.1.1. Condiciones. Cada simulación se efectuó utilizando una condición de periodicidad, que consiste en analizar únicamente una porción del plano del ventilador, lo que permite generar una malla altamente refinada sobre la superficie del aspa y sus alrededores, aumentando la confiabilidad de los resultados obtenidos.. La figura 5.1 muestra las características de la malla utilizada, la cual está compuesta por un total de 939 061 elementos tridimensionales. De igual forma, los tamaños máximo y mínimo de cada elemento sobre la superficie del aspa, se establecieron en 1 mm y 0.5 mm, respectivamente. El método empleado para la construcción de la malla fue el de Delaunay.. 24.

(35) Figura 5.1. Malla generada en ANSYS® CFX®. En este caso, se tomó como volumen de control el espacio ocupado por una de las aspas del ventilador (1/20), resultando en un ángulo de barrido de 18° y una profundidad de 155 mm. De esta forma, la distancia entre el plano de entrada del volumen de control y el borde de ataque de las aspas es de 20 mm, al igual que la distancia entre el plano de salida del volumen de control y el borde de fuga del perfil.. Además de estos planos, las fronteras del modelo las conforman el cubo y ducto, que constituyen paredes sin deslizamiento, y los extremos laterales, a los cuales se asignó la condición especial de periodicidad, que permite simular la presencia de las aspas adyacentes. La figura 5.2 muestra la geometría y condiciones del volumen de control utilizado.. 25.

(36) Salida. Periodicidad. Periodicidad Entrada. Figura 5.2. Condiciones de frontera del volumen de control. 5.1.2. Parámetros de las simulaciones. Para las condiciones de entrada y salida, se especificaron presión y caudal, respectivamente. La velocidad angular, que también se especificó como parámetro de entrada, se varió desde 800 rpm hasta 1000 rpm para obtener curvas de rendimiento a diferentes velocidades de operación del motor. De esta forma, se obtuvo resultados para la presión de salida, momento‐par en el eje, y carga alar, entre otros. Es importante anotar que el valor de la presión de entrada constituye únicamente una referencia, pues lo que realmente se busca determinar es el aumento de ésta a través del rotor, producto de la fuerza axial generada por la sustentación de las aspas. 26.

(37) La tabla 5.1 muestra los diferentes parámetros utilizados en cada una de las simulaciones efectuadas:. Aire Densidad. 0.88 kg/m3. Presión atmosférica. 74 600 Pa. Turbulencia Intensidad. Baja (1%). Tipo. Subsónico. Simulación a 1 000 rpm 50 ‐ 75 m3 /s. Caudal Simulación a 900 rpm. 45 ‐ 65 m3 /s. Caudal Simulación a 800 rpm. 40 ‐ 60 m3 /s. Caudal. Tabla 5.1. Parámetros de las simulaciones. Es importante tener en cuenta que en estas simulaciones únicamente se incorporó el cubo del ventilador, buscando que las condiciones fueran las mismas con las cuales se llevó a cabo el diseño teórico del equipo, y de esta forma obtener resultados comparables que permitieran validar el modelo.. Las curvas de desempeño generadas a partir de los resultados obtenidos de las simulaciones para cada velocidad de operación, se muestran en las figuras 5.3 y 5.4 junto con las obtenidas a partir del modelo teórico. Más adelante se incorporan al sistema otros elementos como el estator y los extremos del cubo, cuyo rendimiento es analizado en los capítulos 6 y 7.. 27.

(38) 5.2. Curvas de rendimiento (validación del modelo) 900 800 700 Presión (Pa). 600 500 400 300. CFD 1000 rpm. 200. CFD 800 rpm CFD 900 rpm. 100. Teoría 1000 rpm. 0 0. 10. 20. 30. 40. 50. 60. 70. 80. Caudal (m 3/s) Figura 5.3. Curvas de presión contra caudal del ventilador (CFD). 60. Potencia (kW). 50 40 30 20. CFD 1000 rpm CFD 800 rpm. 10. CFD 900 rpm Teoría 1000 rpm. 0 0. 10. 20. 30. 40. 50. 60. 70. 80. 3. Caudal (m /s) Figura 5.4. Curvas de potencia contra caudal del ventilador (CFD). 28.

(39) Los curvas muestran que las simulaciones efectuadas utilizando la herramienta computacional CFX® arrojaron resultados casi idénticos a los obtenidos a partir del modelo teórico derivado de la teoría aerodinámica para diseño de ventiladores axiales, para el caso del rotor girando a una velocidad de 1 000 rpm (velocidad nominal de diseño), lo que permite validar el diseño propuesto.. Así mismo, se observa que para los puntos de operación cercanos al de diseño (velocidad de 1 000 rpm y caudal de 60 m3 /s), el comportamiento aerodinámico del perfil es estable, pues se encuentra operando muy cerca de su punto de máxima relación sustentación/arrastre.. Finalmente, los resultados permiten garantizar un óptimo desempeño del motor seleccionado, pues la potencia máxima registrada corresponde a la potencia nominal del motor, es decir, 49 kW.. 29.

(40) 6. DISEÑO DE ESTATOR Y CUBO 6.1. Cubo El diseño geométrico del cubo se obtuvo a partir de la teoría y ecuaciones para flujo potencial axisimétrico [2], mediante la combinación de un flujo uniforme y una fuente. Este modelo es comúnmente utilizado para el diseño de tubos de Pitot, ya que tiene un punto de estancamiento en su extremo. La ecuación que determina su forma es:. r ⎛θ ⎞ = csc⎜ ⎟ a ⎝ 2⎠ En la ecuación anterior, a es un parámetro asociado a la intensidad de la fuente, de cuyo origen parte el vector r que genera la forma geométrica del cubo a medida que varía el ángulo θ . Así, la intensidad de la fuente es un factor clave a la hora de diseñar este elemento, ya que determina la longitud que tendrá al alcanzar un determinado diámetro.. En el caso del cubo del ventilador en cuestión, se estableció previamente su longitud en 0.8 m para la sección de entrada, es decir, aguas arriba del rotor, y en 1.5 m para la sección de salida (aguas abajo). La mayor longitud a la salida se determinó teniendo en cuenta que en el interior de dicho elemento debía ubicarse el motor, y en su exterior los álabes correctores de flujo. De esta forma, utilizando un valor de a de 0.238 m, se obtuvo la geometría que se muestra en la figura 6.1.. 30.

(41) 0,6. [m]. 0,4. 0,2. [m] 0,0 ‐0 ,4. ‐0,2. 0,0. 0 ,2. 0 ,4. 0,6. 0,8. ‐0,2. ‐0,4. ‐0,6. Figura 6.1. Forma geométrica del cubo diseñado. Para la sección de salida del cubo, se incorpora una extensión recta de 0.7 m de longitud, con lo cual la longitud total es de 1.5 m. Esta forma geométrica permite una mejor distribución del flujo durante su paso por la sección del ventilador, al tiempo que minimiza el arrastre y las pérdidas de presión.. 6.2. Estator El estator se compone de los álabes correctores estáticos encargados de corregir la rotación de la estela a la salida del ventilador. Esto permite alinear nuevamente el flujo en la dirección axial, evitando la formación de posibles vórtices o el estancamiento del fluido, y minimizando las pérdidas de presión posteriores.. 31.

(42) De acuerdo con los resultados teóricos obtenidos para la distribución del ángulo de salida del aire tras su paso por el plano del ventilador, se diseñó un estator compuesto por 19 álabes correctores (número primo anterior al número de aspas del ventilador). Éste se construyó utilizando un perfil aerodinámico tipo placa curvada con una longitud de cuerda constante e igual a la máxima longitud de cuerda a lo largo del aspa (0.13 m), y un espesor constante de 3 mm.. El ángulo de salida del aire obtenido en las diferentes posiciones radiales, desde el cubo hasta el ducto, sigue la distribución de la figura 6.2.. 80 78 76. Ángulo (°). 74 72 70 68 66 64 62 60 0,45. 0,55. 0,65. 0,75. Posición radial (m) Figura 6.2. Distribución del ángulo de salida del flujo. 32.

(43) 7. SIMULACIONES COMPUTACIONALES DE ESTATOR Y CUBO (CFD) Con el propósito de validar los resultados teóricos obtenidos, se llevaron a cabo simulaciones computacionales (CFD) del ventilador con el cubo y estator diseñados, empleando la herramienta Turbo CFX®.. El procedimiento, condiciones y parámetros utilizados, fueron los mismos de las simulaciones previas efectuadas. Sin embargo, el objetivo principal fue analizar el desempeño del estator y su efecto sobre el rendimiento global del equipo en el punto de operación de diseño (velocidad de 1 000 rpm y caudal de 60 m3 /s).. Así, se efectuaron simulaciones bajo dos escenarios: con y sin estator. Por considerarse el cubo un elemento esencial a la hora de direccionar el flujo de aire a las aspas del ventilador, éste se incluyó en ambos casos. Las variables y fenómenos analizados incluyen el aumento neto de presión a través del sistema cubo‐ ventilador‐estator, la distribución de velocidades a la salida, la presencia de vórtices, la carga sobre los álabes, y el arrastre generado por el cubo, entre otros.. Las figuras 7.1 y 7.2 muestran la dirección del flujo a la salida, con y sin estator. En la segunda se observa el funcionamiento de los álabes correctores, los cuales logran enderezar considerablemente el flujo en la dirección axial. Lo anterior permite afirmar que el modelo teórico predice de forma correcta el desempeño aerodinámico del sistema, validando así la distribución para el ángulo de salida. 33.

(44) obtenida.. Figura 7.1. Dirección del flujo a la salida del ventilador sin estator. Figura 7.2. Dirección del flujo a la salida del ventilador con estator. De igual forma, los resultados obtenidos para las distribuciones de velocidad muestran que en el caso en que no se incorporó el estator, se produjo una 34.

(45) separación de la capa límite a la salida del sistema (cubo), y además un estancamiento del fluido (ver figura 7.3), producto de la alta rotación de la estela. Estas condiciones no son favorables puesto que implican una mayor pérdida de presión y un flujo poco uniforme a través de las secciones posteriores del túnel de viento, dificultando las mediciones en la zona de pruebas. Por el contrario, esto no ocurre cuando se incorpora el estator diseñado a la salida del ventilador, pues se eliminan las pérdidas de presión causadas por la formación de vórtices y el estancamiento del fluido, cuantificadas en 180 Pa, de acuerdo con las simulaciones.. Figura 7.3. Distribución de velocidades y líneas de corriente sin estator. Figura 7.4. Distribución de velocidades y líneas de corriente con estator. 35.

(46) 8. DISEÑO SECCIÓN VENTILADOR Y SISTEMA DE ANCLAJE 8.1. Ducto El ducto que aloja el ventilador, debe soportar el aumento de presión producido a través del mismo, así como los esfuerzos generados por la interacción con otros elementos del sistema. De igual forma, debe permitir la libre rotación del ventilador, al tiempo que debe minimizarse la distancia entre la pared de éste y la punta de las aspas.. Por lo anterior, la distancia entre la punta de las aspas del ventilador y la pared interna del ducto, se estableció en 10 mm. Así, el diámetro del ventilador se redujo a 1.58 m, manteniendo el diámetro interno del ducto en 1.60 m.. De acuerdo con la longitud de cada uno de los elementos que componen el sistema cubo‐ventilador‐estator, se determinó que el ducto cilíndrico debía tener una longitud total de 3 m. Así, se dejaron espacios de 250 mm entre los extremos de éste y las secciones de transición del túnel de viento, diseñados para el acople de uniones flexibles que permitan disipar las vibraciones de la estructura metálica, evitando que sean transferidas al ducto del ventilador.. El material seleccionado para la fabricación del ducto fue acrílico transparente de 10 mm de espesor. A partir de láminas de dicho material, se construyeron dos 36.

(47) secciones de 1.5 m de longitud cada una.. 8.2. Mesa de soporte del motor Teniendo en cuenta que el motor fue pensado para alojarse en el interior del cubo posterior al plano del ventilador, fue necesario diseñar una mesa de soporte para éste.. El diseño se llevó a cabo teniendo en cuenta el peso total del motor y el ventilador, y las fuerzas generadas por la interacción entre las aspas y el aire, las cuales son transmitidas a la estructura de soporte. El criterio para este diseño, que se buscó fuera lo más robusto posible, fue obtener un factor de seguridad superior a 10, y una deflexión máxima de 0.1 mm. El material para la fabricación de la mesa corresponde a acero estructural.. Otro de los factores a tener en cuenta está relacionado con la geometría de los elementos de soporte de la mesa, los cuales atraviesan el cubo y ducto para anclar el conjunto al piso. Éstas, al interferir con el flujo de aire a la salida del ventilador, debían tener una forma que permitiera recubrirlas fácilmente con un perfil aerodinámico simétrico.. Es así como se obtuvo un diseño de mesa, el cual fue sometido a una simulación estática estructural utilizando la herramienta computacional ANSYS® WBENCH®.. 8.2.1. Condiciones de la simulación estructural. Para la simulación se tuvieron en cuenta las diferentes fuerzas que actúan sobre la 37.

(48) mesa, las cuales son: fuerza axial generada por el ventilador, peso del motor y peso del ventilador. De igual forma, se tuvo en cuenta la acción de la gravedad. La tabla 8.1 muestra los valores de los parámetros utilizados.. Fuerzas Fuerza axial. 1 000 N. Peso motor. 5 000 N. Peso ventilador. 1 000 N. Material Módulo elástico. 200 GPa. Poisson. 0.3 7 850 kg/m3. Densidad Esfuerzo fluencia. 250 MPa. Esfuerzo último. 460 MPa. Peso de la mesa. 105 kg. Tabla 8.1. Parámetros de la simulación estructural. En cuanto a la malla, ésta fue generada utilizando un tamaño máximo de elemento de 10 mm, obteniéndose un total de 38 876 elementos y 74 519 nodos. El método empleado para la construcción de la malla corresponde al ‘Standard Mechanical’ de ANSYS® WBENCH®. La figura 8.1 muestra el enmallado de la mesa para la simulación estructural.. Las variables a analizar fueron el esfuerzo equivalente (von‐Mises), el esfuerzo cortante máximo y la deflexión total. Así mismo, se cuantificó el factor de seguridad basado en ambos criterios de falla. Finalmente, se utilizó la herramienta de análisis de fatiga de ANSYS® WBENCH® para determinar si la mesa tiene o no vida infinita, bajo las condiciones de carga establecidas.. 38.

(49) Figura 8.1. Malla generada para la simula ción estructural de la mesa. 8.2.2. Resultados de la simulación estructural. Figura 8.2. Distribució n de esfuerzo equivalente sobre la mesa. 39.

(50) Figura 8.3. Distribución de la deflexión total sobre la mesa. Los resultados obtenidos muestran que el esfuerzo equivalente máximo sobre la mesa es de 9.02 MPa, mientras que la deflexión máxima es de 0.036 mm y ocurre sobre los elementos en los que descansa el motor. Adicionalmente, el factor de seguridad mínimo basado en el esfuerzo equivalente sobre la mesa es de 15, lo que permite concluir que la mesa diseñada cumple con los criterios estructurales previamente establecidos. Finalmente, la herramienta para análisis de fatiga, arrojó que la mesa, bajo las condiciones de carga, tiene vida infinita.. 40.

(51) 9. MANUFACTURA, PRUEBAS Y ENSAMBLE DEL VENTILADOR 9.1. Manufactura y pruebas de las aspas 9.1.1. Manufactura. Una vez definidas las características y geometría del ventilador, se diseñó el sistema de ensamble de las aspas y el cubo, a partir de lo cual se estableció el proceso de moldeo de fibra de vidrio como método de manufactura. Para tal efecto, fue necesario fabricar un molde en MDF (‘Medium Density Fibreboard’) a escala 1:1 de una de las aspas del rotor. Este procedimiento se llevó a cabo en el centro de mecanizado Fadal® VMC 2216 del Departamento de Ingeniería Mecánica de la Universidad de los Andes, implementando una estrategia de mecanizado en 3 ejes (ver figura 9.1). Este molde sirvió para la posterior fabricación de un molde en fibra de vidrio, el cual fue utilizado para la producción en serie de la totalidad de las aspas del ventilador.. Teniendo en cuenta que gran parte de la carga es soportada en la dirección radial debido a la fuerza centrífuga, las fibras de vidrio utilizadas como refuerzo en el interior de las aspas se orientaron preferentemente en esta dirección. Para la unión de los diferentes tejidos, se utilizó una resina epóxica de curado a temperatura ambiente, y como capa exterior una pintura epóxica de alto desempeño.. 41.

(52) Figura 9.1. Fabricación del molde de las aspas util izando manufactura por computador. Por tratarse de un compuesto, la fibra de vidrio es un material anisotrópico, por lo que sus propiedades mecánicas cambian según la dirección. Es por esto que para verificar le resistencia del material, se efectuaron una serie de pruebas experimentales para determinar el módulo de elasticidad equivalente, y la resistencia a la fatiga de las aspas.. 9.1.2. Medición de la frecuencia natural. La selección del material para la fabricación de las aspas se llevó a cabo buscando disminuir al máximo el peso total del rotor sin comprometer la integridad estructural de sus elementos. Sin embargo, para determinar la distribución de esfuerzos y deformaciones sobre cada aspa, fue necesario cuantificar su módulo de elasticidad. Es por esto que se llevó a cabo una prueba experimental para medir la. 42.

(53) frecuencia natural de las aspas, cuya densidad promedio fue de 1 500 kg/m3. El montaje utilizado para este fin se muestra en la figura 9.2.. Figura 9.2. Prueba experimental para determinar la frecuencia natural de las aspas. El instrumento empleado corresponde a un acelerómetro, cuya señal fue amplificada y visualizada en un osciloscopio Fluke® 105B. Así, se fijó el aspa en un extremo y se sometió a una excitación natural para determinar su frecuencia de vibración, es decir, su modo fundamental. Se encontró que ésta es de 54.54 Hz, mientras que el coeficiente de amortiguamiento es de 0.02 (subamortiguado).. 9.1.3. Análisis modal. El módulo de elasticidad del material de fabricación de las aspas se determinó utilizando la herramienta para análisis modal de ANSYS® WBENCH®, la cual. 43.

(54) requiere como parámetros de entrada el módulo elástico, la relación de Poisson (0.4 en este caso) y la densidad del cuerpo. Adicionalmente, es necesario especificar el extremo fijo del cuerpo, y generar una malla tridimensional para efectuar la simulación.. En este caso, la malla utilizada está conformada por 2 880 elementos y 6 101 nodos, los cuales se obtuvieron tras limitar el tamaño máximo de elemento a 20 mm. El método empleado para su construcción corresponde al ‘Standard Mechanical’ de ANSYS® WBENCH®.. El procedimiento para estimar el módulo de elasticidad fue iterativo, y consistió en variar justamente éste parámetro hasta obtener una frecuencia fundamental de 54.54 Hz. Los resultados para los primeros 6 modos de vibración se muestran en la tabla 9.1.. Modo. Frecuencia (Hz). 1. 54.54. 2. 223.13. 3. 322.10. 4. 411.86. 5. 603. 6. 915.71. Tabla 9.1. Modos de vibración de las aspas. El módulo de elasticidad equivalente, obtenido a partir del análisis modal fue de 5500 MPa, con lo cual se logró una caracterización de las principales propiedades mecánicas del material.. 44.

(55) 9.1.4. Prueba de fatiga. Para analizar el comportamiento y resistencia de las aspas a la fatiga, se implementó un montaje en el cual el aspa se fijó en su extremo de sujeción al cubo del ventilador, y en el extremo opuesto se acopló un motor excéntrico de 10 000 rpm, el cual, en un giro, generaba un desplazamiento de la punta del aspa de aproximadamente 12 mm hacia arriba y hacia abajo (ver figura 9.3), magnitud que es cerca de cinco veces la esperada bajo las condiciones de operación del equipo.. Figura 9.3. Montaje para la prueba de fatiga del aspa. Lo anterior permitió simular un ciclo de operación del ventilador del túnel de viento por cada revolución del motor excéntrico acoplado, llevando finalmente el aspa hasta un uso equivalente a 6 millones de ciclos, sin que se generaran daños superficiales o fluencia del material. Durante la prueba, que tuvo una duración de. 45.

(56) 10 horas, se monitoreó la temperatura superficial del aspa para verificar que no se calentara, pues ésta es una forma común de degradación de los materiales compuestos.. 9.2. Manufactura y pruebas de los álabes correctores 9.2.1. Manufactura. Al igual que con las aspas, para la fabricación de los álabes correctores se estableció el proceso de moldeo de fibra de vidrio como método de manufactura. Para tal efecto, fue necesario fabricar un molde en MDF (‘Medium Density Fibreboard’) a escala 1:1 de uno de los álabes del estator. Este procedimiento se llevó a cabo utilizando una estrategia de mecanizado en 3 ejes, en el centro de mecanizado Fadal® VMC 2216 mencionado anteriormente.. Figura 9.4. Fabricación del molde de los álabes utilizando manufactura por computador. 46.

(57) Teniendo en cuenta que la carga soportada por los álabes directrices es en la dirección radial debido a la flexión ocasionada por el cambio de momentum del fluido, las fibras de vidrio utilizadas como refuerzo en el interior de los álabes se orientaron preferentemente en esta dirección. Para la unión de los diferentes tejidos, se utilizó una resina de poliéster de curado a temperatura ambiente.. 9.2.2. Prueba de flexión. Con el propósito de determinar el módulo de elasticidad equivalente del material de los álabes correctores, se llevó a cabo una prueba de flexión en dos puntos, en la cual se fijó uno de los extremos del elemento, y en el extremo opuesto se aplicó una carga conocida, la cual se fue incrementando mientras se medía la deflexión en la punta. El montaje utilizado se muestra en la figura 9.5.. Figura 9.5. Montaje de la prueba de flexión de un álabe corrector. 47.

(58) Antes de la prueba se determinó la densidad del elemento, la cual fue de 950 kg/m3, con una masa de 180 g. De igual forma se calculó, utilizando ANSYS® WBENCH®, el momento de inercia de la sección transversal del álabe correspondiente al punto de aplicación de medición de la deflexión, el cual arrojó un valor de 2.79x10‐8 m4 . Los resultados de la prueba se muestran en la tabla 9.2.. Carga (N). Deflexión (mm). 9.81. 6.8. 15.31. 9.8. 25.34. 16.8. 30.27. 19.8. 35.20. 23.8. 40.13. 26.8. 45.06. 29.8. 53.90. 35.8. 58.84. 38.8. 63.76. 41.8. 68.69. 45.8. Tabla 9.2. Resultados prueba de flexión de un álabe corrector. Con base en los resultados obtenidos se calculó el módulo de elasticidad del material, el cual fue de 360 MPa. Es importante anotar que los datos registrados corresponden a la zona en la cual, si se descargaba el elemento, éste retornaba a su posición inicial, es decir, a la zona elástica del material en su curva esfuerzo‐ deformación.. Lo anterior permitió validar la escogencia del material, pues según las simulaciones computacionales previas, la carga sobre cada álabe corrector, producto del cambio de momen tum del fluido, es de 18 N, garantizando su integridad estructural.. 48.

(59) 9.2.3. Análisis modal. Con el propósito de establecer la frecuencia natural de vibración de los álabes del estator, así como sus 6 primeros modos, se llevó a cabo un análisis modal utilizando ANSYS® WBENCH®, bajo los parámetros obtenidos en la prueba de flexión (módulo de elasticidad). Para esto se generó una malla conformada por 3404 elementos y 20175 nodos, por el método ‘Standard Mechanical’ de ANSYS® WBENCH®. El tamaño máximo de elemento se limitó a 5 mm. Los resultados obtenidos se muestran en la tabla 9.3.. Modo. Frecuencia (Hz). 1. 39.35. 2. 44.12. 3. 85.37. 4. 93.99. 5. 150.12. 6. 159.16. Tabla 9.3. Modos de vibración de los álabes correctores. El principal objetivo del análisis modal, fue identificar las diferentes frecuencias de vibración para verificar que éstas no coincidieran con las de las aspas del rotor, y así evitar cualquier tipo de resonancia durante la operación del equipo.. 9.3. Ensamble del ventilador Para el ensamble del ventilador fue necesario diseñar la geometría del cubo al que se acoplarían las aspas y seleccionar un material adecuado para el mismo. Se optó 49.

(60) por un disco en acero estructural aligerado, por las facilidades de manufactura que éste material representa a la hora de efectuar uniones soldadas y/o pernadas. Así mismo, el mayor peso del cubo frente al de las aspas, facilita el balanceo del rotor, minimizando el efecto de las diferencias de peso entre las aspas. La resistencia del diseño obtenido (ver anexo C) junto con las aspas, fue simulada utilizando ANSYS® WBENCH®.. 9.3.1. Simulación estructural del ventilador. Para la simulación se tuvieron en cuenta las diferentes fuerzas que actúan sobre el ventilador, las cuales son: fuerza axial, fuerza tangencial y fuerza centrífuga. La tabla 9.4 muestra los valores de los parámetros utilizados.. Fuerzas Fuerza axial. 1 000 N. Fuerza tangencial. 700 N. Velocidad. 1000 rpm. Material cubo Módulo elástico. 200 GPa 7850 kg/m3. Densidad Peso del cubo. 50 kg. Material aspas Módulo elástico. 5.5 GPa 1500 kg/m3. Densidad Peso de un aspa. 750 g. Tabla 9.4. Parámetros de la simulación estructural del ventilador. En cuanto a la malla, ésta fue generada utilizando un tamaño máximo de elemento de 40 mm, obteniéndose un total de 37 072 elementos y 88 616 nodos. El método. 50.

(61) empleado para la construcción de la malla corresponde al ‘Standard Mechanical’ de ANSYS® WBENCH®. La figura 9.6 muestra el enmallado del ventilador para la simulación estructural.. Figura 9.6. Características de la malla utilizada sobre el ventilador. Las variables a analizar fueron el esfuerzo equivalente (von‐Mises), el esfuerzo cortante máximo y la deflexión total, tanto en las aspas como en el cubo, para así poder establecer qué tan robusto es el diseño.. Los resultados muestran que el esfuerzo equivalente máximo ocurre sobre la superficie del cubo y es de 38.3 MPa, obteniéndose un factor de seguridad mínimo de 7, mientras que la deflexión máxima, que se presenta en la punta de las aspas, alcanza 0.25 mm. Esto permite garantizar la integridad estructural del ventilador.. 51.

(62) Figura 9.7. Distribución del esfuerzo equivalente sobre el ventilador. Figura 9.8. Distribució n de la deflexión total sobre el ventilador. 9.3.2. Ensamble del ventilador. El ensamble del ventilador comprende el acople y sujeción de las aspas al cubo de. 52.

(63) acero diseñado. Este procedimiento se llevó a cabo mediante la utilización de 2 tornillos de 3/8’’ de diámetro en cada aspa, los cuales permitieron garantizar un adecuado posicionamiento (ángulo de ataque) de las mismas.. Figura 9.9. Procedimiento de ensamble de las aspas del ventilador. 9.4. Ensamble del sistema completo Elemento. Material. Mesa de soporte. Acero. Motor. Hierro/Acero. Ventilador. Acero/Fibra de vidrio. Cubo. Fibra de vidrio. Estator. Fibra de vidrio. Ducto. Acrílico. Tabla 9.5. Elementos que componen el sistema del ventilador completo. 53.

(64) El ensamble del sistema inició con el acople del ventilador al motor, el cual había sido previamente sujetado a la mesa de soporte anclada al piso (ver figura 9.10). Una vez completada esta etapa, se procedió a instalar los ductos de acrílico de 10mm de espesor, 1.60 m de diámetro interior y 1.50 m de longitud. Estos fueron reforzados con anillos de acero fabricados en ángulo de 2’’ x 2’’ x 3/16’’, los cuales tienen la función de garantizar la circularidad del ducto a lo largo de la sección.. Figura 9.10. Ventila dor acoplado al motor. Con los ductos instalados y anclados al piso, se incorporaron los extremos anterior y posterior del cubo (éste último con los álabes correctores incluidos), fabricados 54.

(65) en fibra de vidrio de 4 mm de espesor, y los cuales se sujetaron a las paredes internas del tubo de acrílico (ver anexo D). Finalmente, se recubrieron los cuatro soportes de la mesa con perfiles simétricos NACA 0024 [14] de 210 mm de longitud de cuerda, hechos de fibra de vidrio.. Figura 9.11. Ensamble del sistema del ventilador completo. 55.

(66) 10. ANÁLISIS DE NIVELES DE RUIDO Teniendo en cuenta que el área asignada para la construcción del túnel de viento corresponde a un laboratorio de mecánica de fluidos de uso general, el nivel de ruido emitido por el conjunto motor‐ventilador es de vital importancia, pues éste no deberá interferir ni perturbar el desarrollo de otras actividades realizadas en el lugar. Para esto, se llevó a cabo un estudio de los niveles de ruido emitidos por el sistema bajo diferentes condiciones de operación.. El ruido generado por el ventilador, el cual está directamente relacionado con el aumento de presión que éste genera, es obtenido a partir del cálculo de la presión acústica [15], la cual está dada por la siguiente ecuación:. PA = Armonico ⋅ B 2. ω. (2π 2 )cd. Faxial cosθ ( Armonico ⋅ B ). − 2 .2. besselJ (0, FactorDoppler ). Donde:. Armónico. Número del armónico deseado. ω. Velocidad angular (rad/s). c. Velocidad del sonido (m/s). d. Distancia del observador (m). Faxial. Fuerza axial sobre el aspa (N). θ. Ángulo del observador. B. Número de aspas. Tabla 10.1. Variables para cálculo de la presión acústica. 56.

(67) BesselJ ( ν , z):. Factor Doppler:. FactorDoppler = B sin θ ( Armonico) MachRot. Número de Mach Rotacional ‘MachRot’:. MachRot =. ωAc c. Centro del Aspa ‘Ac’:. Ac =. ( 3( r. ) −r ). 2 r p3 − rb3 2 p. 2 b. r p = Distancia del eje de rotación a la punta del aspa (m) r b = Distancia del eje de rotación a la base del aspa (m). Una vez calculada la presión acústica, se cuantificaron los niveles de presión y potencia del sonido de [16]: ⎛ PA ⎞ ⎟⎟ SPL = 20 log 10 ⎜⎜ ⎝ Pref ⎠. ⎡ 4πd 2 ( PA 2 ) ⎤ PWL = 10 log 10 ⎢ ⎥ ⎢⎣ RWref ⎥⎦. 57.

(68) La presión acústica de referencia P ref es 2x10 ‐5 Pa. La potencia acústica de referencia Wref es 1x10 ‐11 W [16]. En la ecuación del nivel de potencia, la impedancia acústica ‘R’ está dada por:. R = ρ aire c. Utilizando los resultados obtenidos de las simulaciones en Turbo CFX® (fuerza axial) para el rotor sin estator operando a diferentes velocidades angulares, se graficó el nivel de ruido para cada punto de operación, percibido por un observador ubicado a 5 metros de distancia:. 90 85 80. SPL (dB). 75 70 65 60 55. 1000 rpm. 900 rpm. 800 rpm. 50 0. 10. 20. 30. 40. 50. 60. 70. 80. Caudal (m3 /s). Figura 10.1. Nivel de presión del sonido a 5 m de distancia. Los resultados muestran que el máximo nivel de ruido obtenido es de 80.87 dB, lo que equivale al ruido en el interior de una fábrica con maquinaria pesada [16]. Esto. 58.

(69) muestra, que aunque es admisible, puede representar un inconveniente a la hora de operar el túnel de viento, especialmente si se tiene en cuenta que a una distancia similar se encuentran varias estaciones de trabajo.. Sin embargo, los niveles de ruido mostrados en la figura 10.1, se calcularon para un ángulo del observador de 0°, es decir, de frente al rotor, lo cual además de representar el peor escenario, no es posible que ocurra, pues se requeriría que el observador estuviera ubicado en el interior del túnel. No obstante, el estudio revela la necesidad de aislar acústicamente el ducto que aloja el ventilador.. Finalmente, para el caso del sistema ventilador‐estator en el punto de operación de diseño (1000 rpm y 60 m3/s), se efectuó un análisis de atenuación de ruido, con el propósito de verificar la incidencia acústica del túnel de viento sobre algunas salas de estudio ubicadas cerca del túnel de viento (ver figura 10.2).. 100. SPL (dB). 90. 80. 70. 60. 50 0. 5. 10. 15. 20. 25. Distancia del observador (m). Figura 10.2. Curva de atenuación de ruido para el punto de diseño. 59. 30.

(70) 11. CALIBRACIÓN SIN SECCIÓN DE PRUEBAS Una vez culminado el ensamble del sistema completo del ventilador, y habiendo instalado las juntas flexibles entre los extremos de la sección del ventilador y el túnel de viento, se efectuó una prueba de rendimiento midiendo la velocidad en el plano de salida de la campana de contracción, sin la presencia de la sección de pruebas, para diferentes velocidades del ventilador. La medición se llevó a cabo en el centro de la sección transversal utilizando un tubo de Pitot. Así mismo, se registró la potencia en el eje del motor para cada velocidad, utilizando la información suministrada por el variador de velocidad.. 50. 40 Presión. Potencia. 45. 35. 35. 25. 30. 20. 25. 15. 20 15. 10. 10 5. 5. 0. 0 0. 200. 400. 600. 800. 1000. 1200. Velocidad ventilador (rpm) Figura 11.1. Resultados calibración sin sección de pruebas. 60. Potencia (kW). Velocidad del aire (m/s). 40 30.

(71) Velocidad angular(rpm). Velocidad aire (m/s). Potencia (kW). 0. 0. 0. 250. 7.5. 0.7. 500. 17. 5.3. 800. 28.5. 20.7. 1000. 38. 45.6. Tabla 11.1. Resultados calibración sin sección de pruebas. Los resultados anteriores muestran que el caudal medido experimentalmente se encuentra por debajo del valor de diseño. No obstante, es necesario tener en cuenta que dicho valor se obtuvo de medir la velocidad sin la presencia de la zona de pruebas, por lo que la curva de presión contra caudal del túnel de viento sufre un corrimiento hacia la izquierda debido a una mayor carga.. 1000 Ventilador 500 rpm Ventilador 800 rpm Ventilador 1000 rpm. 900 800. Túnel (experimental) Túnel (diseño). Presión (Pa). 700 600 500 400 300 200 100 0 0. 10. 20. 30 40 50 3 Caudal (m /s). 60. 70. Figura 11.2. Curvas teórica y experimental del túnel de viento. 61. 80.

(72) 12. CONCLUSIONES La cuantificación de las pérdidas de presión permite obtener un diseño óptimo en términos dimensionales y de potencia del túnel de viento, al mismo tiempo que los análisis efectuados, muestran que no se presenta desprendimiento de la capa límite en ninguno de los componentes del sistema. Las condiciones de turbulencia por su parte, son controladas en términos de su intensidad, gracias a una óptima combinación de mallas, producto de una evaluación experimental que permitió caracterizarlas completamente.. Los resultados obtenidos, tanto a partir de los cálculos teóricos, como de las simulaciones en CFD, mu estran que el diseño aerodinámico del conjunto ventilador‐estator‐cubo, es adecuado para las condiciones de operación del túnel, logrando maximizar su eficiencia y disminuyendo las pérdidas de presión. De igual forma, con la presencia del estator, se descartó la posibilidad de una separación de la capa límite a la salida del sistema.. Las pruebas llevadas a cabo, así como los análisis modales, permiten garantizar la integridad estructural del conjunto y su adecuado funcionamiento bajo las condiciones de operación requeridas. Los materiales utilizados son adecuados, de bajo costo y fáciles de reemplazar de ser necesario.. Los niveles de ruido emitidos por la operación del motor y el ventilador en el interior del túnel de viento, fueron estudiados para determinar los parámetros que más influyen en su aumento. Esto permitió refinar el diseño aerodinámico del 62.

(73) ventilador hasta obtener niveles máximos de ruido de 81 dB, valor aceptable para las condiciones del recinto en el que se localiza el túnel de viento. Sin embargo, será necesario estudiar una alternativa de aislamiento acústico que permita reducir aún más dichos niveles de ruido.. Tras culminar el ensamble del sistema completo del ventilador, se efectuaron mediciones experimentales de velocidad y potencia sobre el túnel de viento sin su sección de pruebas. Los resultados mostraron un rendimiento de acuerdo con lo previsto, aunque se hace necesaria la incorporación de la sección de pruebas para obtener resultados que puedan ser comparables conlos del modelo teórico.. 63.