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
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.
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.
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
9
3.1. Difusores
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
5. SIMULACIONES COMPUTACIONALES DE VENTILADOR AXIAL (CFD)
24
5.1. Parámetros de las simulaciones
24
5.1.1. Condiciones
24
5.1.2. Parámetros de las simulaciones
26
5.2. Curvas de rendimiento (validación del modelo)
28
6. DISEÑO DE ESTATOR Y CUBO
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
41
9.1. Manufactura y pruebas de las aspas
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
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
LISTA DE FIGURAS
Pág.
Figura 1.1. Componentes del Túnel de Viento TVIM‐49‐60‐1x1
2
Figura 2.1. Fuerzas aerodinámicas sobre un objeto
4
Figura 2.2. Distribución de presión sobre un perfil aerodinámico
6
Figura 2.3. Sustentación contra ángulo de ataque perfil NACA 0015
8
Figura 3.1. Entrada del difusor #1
9
Figura 3.2. Entrada del difusor #2
10
Figura 3.3. Perfil aerodinámico de los álabes directrices
11
Figura 3.4. Malla calibre 50 de 2.6 m x 2.6 m
13
Figura 3.5. Campana de contracción
14
Figura 4.1. Información aerodinámica del perfil S834
19
Figura 4.2. Geometría del perfil S834
20
Figura 4.3. Distribución de cuerda y ángulo de ataque sobre las aspas
21
Figura 4.4. Curva teórica de presión de ventilador a 1000 rpm
22
Figura 4.5. Curvas teóricas de potencia y eficiencia de ventilador a 1000 rpm 22
Figura 5.1. Malla generada en ANSYS® CFX®
25
Figura 5.2. Condiciones de frontera del volumen de control
26
Figura 5.3. Curvas de presión contra caudal de ventilador (CFD)
28
Figura 5.4. Curvas de potencia contra caudal de ventilador (CFD)
28
Figura 6.1. Forma geométrica del cubo diseñado
31
Figura 6.2. Distribución del ángulo de salida del flujo
32
Figura 7.1. Dirección del flujo a la salida del ventilador sin estator
34
Figura 7.2. Dirección del flujo a la salida del ventilador con estator
34
Figura 7.3. Distribución de velocidades y líneas de corriente sin estator
35
Figura 7.4. Distribución de velocidades y líneas de corriente con estator
35
Figura 8.1. Malla generada para la simulación estructural de la mesa
39
Figura 8.2. Distribución de esfuerzo equivalente sobre la mesa
39
Figura 8.3. Distribución de la deflexión total sobre la mesa
40
Figura 9.1. Fabricación molde aspas en manufactura por computador
42
Figura 9.2. Prueba experimental de frecuencia natural de las aspas
43
Figura 9.3. Montaje para la prueba de fatiga del aspa
45
Figura 9.4. Fabricación molde álabes en manufactura por computador
46
Figura 9.5. Montaje de la prueba de flexión de un álabe corrector
47
Figura 9.6. Características de la malla utilizada sobre el ventilador
51
Figura 9.7. Distribución del esfuerzo equivalente sobre el ventilador
52
Figura 9.8. Distribución de la deflexión total sobre el ventilador
52
Figura 9.9. Procedimiento de ensamble de las aspas del ventilador
53
Figura 9.10. Ventilador acoplado al motor
54
Figura 9.11. Ensamble del sistema del ventilador completo
55
Figura 10.1. Nivel de presión del sonido a 5 m de distancia
58
Figura 10.2. Curva de atenuación de ruido para el punto de diseño
59
Figura 11.1. Resultados calibración sin sección de pruebas
60
Figura 11.2. Curvas del túnel de viento con y sin sección de pruebas
61
LISTA DE TABLAS
Pág.
Tabla 3.1. Parámetros de operación de diseño del túnel de viento
16
Tabla 5.1. Parámetros de las simulaciones (CFD)
27
Tabla 8.1. Parámetros de la simulación estructural
38
Tabla 9.1. Modos de vibración de las aspas
44
Tabla 9.2. Resultados prueba de flexión de un álabe corrector
48
Tabla 9.3. Modos de vibración de los álabes correctores
49
Tabla 9.4. Parámetros de la simulación estructural de ventilador
50
Tabla 9.5. Elementos que componen el sistema del ventilador completo
53
Tabla 10.1. Variables para cálculo de la presión acústica
56
Tabla 11.1. Resultados calibración sin sección de pruebas
61
LISTA DE SÍMBOLOS
a
Intensidad de la fuente
c
Longitud de la línea de cuerda del perfil aerodinámico
C
ACoeficiente de fuerza aerodinámica
C
LCoeficiente de sustentación tridimensional
C
DCoeficiente de arrastre tridimensional
C
lCoeficiente de sustentación bidimensional
C
dCoeficiente de arrastre bidimensional
D
Fuerza de arrastre
k
Factor de pérdida de presión
L
Fuerza de sustentación
M
Momento
PA
Presión acústica
PWL
Nivel de potencia del sonido
Q
Caudal
r
Magnitud del vector que une el origen de la fuente con el perfil
R
Fuerza aerodinámica total
Re
Número de Reynolds
SPL
Nivel de presión del sonido
V
∞Velocidad del aire lejos del objeto
α
Ángulo de ataque
θ
Ángulo de barrido
μ
Viscosidad cinemática del fluido
ρ
∞Densidad del fluido
σ
Solidez (distancia entre álabes/longitud de cuerda)
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 m
3/s), el diámetro (1.6
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.
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].
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
D
R
V
∞M
α
Figura 2.1. Fuerzas aerodinámicas sobre un objeto
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.
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:
µ
ρ
∞V
∞c
=
Re
Coeficiente de fuerza aerodinámica:
2 22
1
c
V
R
C
A ∞ ∞=
ρ
El término
2 2 1 ∞ ∞Vρ
representa la presión dinámica del fluido lejos del objeto.
1
Al descomponer la fuerza aerodinámica R en L y D se obtiene:
2 2
2
1
c
V
L
C
L ∞ ∞=
ρ
2 2
2
1
c
V
D
C
D ∞ ∞=
ρ
Si se considera un perfil bidimensional y se toman la sustentación y el arrastre por
unidad de longitud, se tiene que:
c
V
l
C
l 22
1
∞ ∞=
ρ
V
c
d
C
d 22
1
∞ ∞=
ρ
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
(<5x10
5), la separación ocurre a ángulos de ataque menores debido a que el flujo
Figura 2.3. Coeficiente de sustentación contra ángulo de ataque para el perfil NACA 0015 a diferentes números de Reynolds [6]
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 3.2. 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.
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
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.
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
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:
m
x
m
x
y
1=
−
0
.
314
3+
6
.
76
→
0
≤
≤
1
.
4
x
m
x
x
y
2=
−
0
.
175
8+
0
.
315
7+
1
→
1
.
4
≤
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
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.
Elemento
ΔPresión
(Pa)
Velocidad
(m/s)
Difusor #1
1365
19
Difusor #2
344
8.9
Campana de contracción (salida)
‐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
Total
‐665
Tabla 3.1. Parámetros de operación de diseño del túnel de viento
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 m
3/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/m
3
Temperatura del aire:
22°C
Presión atmosférica:
74 600 Pa
Viscosidad cinemática:
1.4x10
‐5m
2/s
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
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:
‐1 ‐0,5 0 0,5 1 1,5 ‐15 ‐10 ‐5 0 5 10 15 Angulo de ataque (°) Cl 0 0,01 0,02 0,03 0,04 0,05 0,06 0,07 0,08 Cd
Figura 4.1. Información aerodinámica del perfil S834 [13]
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 m
3/s, mientras que
en el punto de operación de diseño (60 m
3/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.
0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 0,14 0,16 0,5 0,6 0,7 0,8 Posición radial (m) Cu er da (m ) 30 35 40 45 50 55 60 Án g ul o de at aq ue (° ) Cuerda Ángulo de ataque 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 m
3/s, arrojando el requerimiento de potencia de 48 kW
anteriormente mencionado.
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90
Caudal (m
3/s)
Pr es ió n (P a) Figura 4.4. Curva teórica de presión contra caudal del ventilador a 1000 rpm0% 20% 40% 60% 80% 100% 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 Caudal (m3/s) Ef ic ie n ci a 0 10 20 30 40 50 60 Po te n ci a (k W ) Eficiencia Potencia Figura 4.5. Curvas teóricas de potencia y eficiencia contra caudal del ventilador a 1000 rpm
En cuanto a la eficiencia teórica del ventilador, ésta alcanza un valor de 86.4% en el
punto de operación de diseño (60 m
3/s), mientras que a un caudal de 75 m
3/s, llega
a 89%.
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 m
3/s hasta 75 m
3/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.
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.
Entrada Salida Periodicidad Periodicidad 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.
La tabla 5.1 muestra los diferentes parámetros utilizados en cada una de las
simulaciones efectuadas:
Aire
Densidad
0.88 kg/m
3Presión atmosférica
74 600 Pa
Turbulencia
Intensidad
Baja (1%)
Tipo
Subsónico
Simulación a 1 000 rpm
Caudal
50 ‐ 75 m
3/s
Simulación a 900 rpm
Caudal
45 ‐ 65 m
3/s
Simulación a 800 rpm
Caudal
40 ‐ 60 m
3/s
Tabla 5.1. Parámetros de las simulacionesEs 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.
5.2. Curvas de rendimiento (validación del modelo)
0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 0 10 20 30 40 50 60 70 80 Caudal (m3/s) Pr es ió n (P a) CFD 1000 rpm CFD 800 rpm CFD 900 rpm Teoría 1000 rpm Figura 5.3. Curvas de presión contra caudal del ventilador (CFD) 0 10 20 30 40 50 60 0 10 20 30 40 50 60 70 80 Caudal (m3/s) Po te n ci a (k W ) CFD 1000 rpm CFD 800 rpm CFD 900 rpm Teoría 1000 rpm Figura 5.4. Curvas de potencia contra caudal del ventilador (CFD)
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 m
3/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.
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:
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
=
2
csc
θ
a
r
En la ecuación anterior,
aes 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.
‐0,6 ‐0,4 ‐0,2 0,0 0,2 0,4 0,6 ‐0 ,4 ‐0,2 0,0 0 ,2 0 ,4 0,6 0,8 [m] [m]
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.
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.
60 62 64 66 68 70 72 74 76 78 80 0,45 0,55 0,65 0,75 Posición radial (m) Án gu lo (° )
Figura 6.2. Distribución del ángulo de salida del flujo
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 m
3/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
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
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
