ANALISI DEL CAMPO DI MOTO A VALLE DI UN VENTILATORE A FLUSSO MISTO PER IL RAFFREDDAMENTO DEL SOTTOCOFANO DI TRATTORI

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1 MIS-MAC 2008 Napoli 28 marzo 2008 ANALISI DEL CAMPO DI MOTO A VALLE DI UN VENTILATORE A FLUSSO MISTO PER IL RAFFREDDAMENTO DEL SOTTOCOFANO DI TRATTORI Giovanna Barigozzi Dipartimento di Ingegneria Industriale - Università di Bergamo - Dalmine (BG) Antonio Perdichizzi Dipartimento di Ingegneria Industriale - Università di Bergamo - Dalmine (BG) Silvia Ravelli Dipartimento di Ingegneria Industriale - Università di Bergamo - Dalmine (BG) KEY WORD Ventilatori, flussi in stazionari nelle turbomacchine, raffreddamento sottocofano di trattori ABSTRACT La presente memoria documenta la fase di progettazione, quella di verifica delle prestazioni nonché l analisi di dettaglio del campo di moto all uscita di una ventola a flusso misto espressamente realizzata per essere installata all interno del sottocofano di un trattore di piccola taglia. La curva caratteristica, rilevata a banco in configurazione isolata, è stata confrontata con quella di ventole assiali tipicamente utilizzate in trattori di piccola taglia, mostrando, nel campo di utilizzo richiesto, un miglioramento sia in termini di rendimento che di portata smaltita. La curva caratteristica ha però anche evidenziato un decadimento delle prestazioni alle basse portate che, se corretto in fase di revisione del progetto, potrebbe portare ad un ulteriore incremento della portata elaborata. Per meglio comprendere la fenomenologia responsabile di questo calo di prestazioni, sono state condotte misure dettagliate del campo di moto 3D non stazionario a valle della girante per mezzo della tecnica dell anemometria a filo caldo. Tali test sono stati condotti al variare della portata elaborata, fissato il regime di rotazione, ed hanno evidenziato la presenza di zone di flusso separato sia al mozzo sia all apice della pala nelle condizioni a minor portata, fornendo nel contempo utili spunti per il miglioramento delle prestazioni della macchina. INTRODUZIONE E ben noto come le particolari condizioni di esercizio dei trattori, che si trovano ad operare perlopiù a bassissima velocità e massima potenza in ambienti polverosi, richiedano la presenza di un ventilatore per lo smaltimento del calore rilasciato dal motore. Tale ventilatore è tipicamente installato nel sottocofano, all interno del quale trovano alloggiamento la batteria, il radiatore dell acqua di raffreddamento del motore ed eventualmente i radiatori dell olio e dell intercooler. L aria, aspirata dall ambiente attraverso opportune griglie poste sul frontale del trattore, quindi trova lungo il suo percorso diversi elementi prima del ventilatore [1]. Anche a valle del ventilatore l aria incontra diversi ostacoli prima di essere scaricata nell ambiente attraverso feritoie poste sui fianchetti del trattore. Innanzitutto, la distanza tra il ventilatore e il blocco motore è limitata, con l aria che in pratica è obbligata a deviare quasi di 90 per poter uscire. Tra ventilatore e blocco motore sono 1

2 poi normalmente poste la puleggia e la cinghia di trasmissione, che fornisce la rotazione alla ventola, oltre all alternatore. Gli spazi estremamente esigui presenti all interno del sottocofano comportano elevate perdite di carico, generando una curva resistente caratterizzata da una pendenza elevata. Ciò è tanto più vero quanto più si riduce la taglia del trattore, riducendosi viepiù gli spazi lasciati liberi al transito dell aria all interno del sottocofano. La soluzione normalmente adottata dalle case costruttrici consiste nell adozione di ventole assiali che spesso presentano bassi rendimenti, dell ordine del 20-30%. Se la portata d aria che questi forniscono risulta sufficiente in trattori di taglia medio alta ( CV), essa entra in crisi in quelli di piccola taglia ( sotto i 55 CV). Di qui la necessità di intervenire da un lato sul circuito resistente, ad esempio individuando radiatori più permeabili o una diversa disposizione dei singoli elementi all interno del sottocofano, e dall altro sulla ventola, allo scopo di aumentare la portata elaborata nei vincoli di ingombro imposti dalla particolare applicazione. La presente memoria documenta la fase di progettazione, quella di verifica delle prestazioni nonché l analisi di dettaglio del campo di moto all uscita di una ventola a flusso misto espressamente realizzata per essere installata all interno del sottocofano di un trattore di piccola taglia. NOMENCLATURA DF fattore di diffusione gh prevalenza [J/kg] i angolo di incidenza n numero di giri [rpm] Q portata volumetrica [m 3 /h] Tu intensità di turbolenza [%] U velocità periferica [m/s] V velocità assoluta [m/s] v componente fluttuante [m/s] W velocità relativa [m/s] α angolo assoluto del flusso β angolo relativo del flusso δ angolo di deviazione η TS rendimento total to static ζ coefficiente di perdita Pedici c d m,z costruttivo in condizioni di progetto in direzione meridiana e lungo l altezza palare all apice della pala in direzione assiale, tangenziale e radiale tip x,t,r 1 in ingresso al rotore 2 allo scarico del rotore Apici - mediato in fase LA VENTOLA Diversi sono stati i vincoli imposti alla progettazione della nuova ventola. In particolare, l alloggiamento all interno del sottocofano ha imposto un valore massimo al diametro esterno della macchina nonché al suo ingombro assiale. Un ulteriore vincolo è stato imposto dall esigenza di ridurre il rumore. Analisi condotte sul campo di moto allo scarico della ventola assiale normalmente installata nel trattore hanno evidenziato come la maggior parte del flusso d aria attraversi la macchina in prossimità dell apice. Va inoltre notato come il collegamento tra radiatore e ventola sia garantito dalla presenza di un condotto, detto convogliatore, di lunghezza estremamente ridotta, che realizza l adattamento da sezione rettangolare a circolare. Prove a banco hanno mostrato come valori maggiori di portata d aria siano garantiti da un posizionamento della ventola assiale solo parzialmente intubata nel convogliatore. Questa soluzione infatti, lasciando scoperta la parte terminale della pala, da luogo ad un flusso in uscita dalla ventola con una rilevante componente radiale, che agevola la fuoriuscita dell aria dal sottocofano. 2

3 z r m x a) b) c) Figura 1 La ventola. Figura 2 Componente meridiana della velocità assoluta V m,1 in ingresso al rotore. Figura 3 Angolo costruttivo in ingresso e uscita dal rotore. Tenuto conto di tutti i vincoli e considerazioni sovra esposte, si è optato per la realizzazione di una ventola a flusso misto parzialmente cerchiata. La Figura 1a ne mostra la sezione meridiana, da cui si nota come il diametro all apice della pala resti costante tra ingresso e uscita, e pari al massimo consentito, mentre aumenti quello di base. La Figura 1c mostra una vista della sezione di scarico della ventola, da cui si nota la cerchiatura esterna che dovrebbe contribuire alla riduzione del rumore, eliminando i trafilamenti all apice delle pale, oltre ad agevolare la fuoriuscita del flusso con una componente radiale. Tale cerchiatura è solo parziale: è stata infatti interrotta 10 mm a monte del bordo d uscita, lasciando scoperta la parte terminale della pala. Si notano inoltre le nervature di rinforzo per il collegamento tra pala e mozzo e tra pala e cerchiatura, introdotte per irrigidire la struttura. Questi ispessimenti si sono infatti resi necessari data la fragilità del materiale utilizzato per la realizzazione del prototipo. Nella definizione della geometria palare si è optato per una configurazione 3D con presenza di un angolo di sweep in avanti sia in ingresso sia in uscita, e di un angolo di lean alla base delle pale (Figura 1b). E stato infatti mostrato come la presenza dell angolo di lean permetta di controllare la distribuzione della componente assiale della velocità lungo il raggio, mentre l angolo di sweep consenta di controllare i flussi secondari [2,3]. 3

4 Un secondo vantaggio dell introduzione di un angolo di sweep consiste nella possibilità di migliorare il margine di stallo, andando a ridurre l accumulo di fluido dotato di bassa quantità di moto in prossimità delle pareti di estremità. La condizione di progetto della ventola prevede una portata elaborata di 1540 m 3 /h a 1200 rpm con una prevalenza fornita al fluido pari a circa 98 J/kg. Il dimensionamento della macchina è stato condotto utilizzando un software sviluppato internamente per il calcolo del flusso nel piano meridiano. Non essendo il flusso d aria uniformemente distribuito sulla sezione d ingresso della macchina, si è imposta la stessa distribuzione di velocità misurata in ingresso alla ventola assiale, e riportata in Figura 2. Ciò ha permesso di definire la distribuzione lungo l altezza di pala dell angolo del flusso in ingresso β 1. Imposta quindi la geometria della ventola, in termini di numero di pale, pari a 13, di rapporto passo/corda e di spessore della pala, la metodologia utilizzata suddivide il canale meridiano in diversi tubi di flusso, andando a calcolare i triangoli delle velocità, gli angoli costruttivi e le diverse grandezze termodinamiche a monte e a valle del rotore in ognuna delle suddette sezioni imponendo l equilibrio radiale e la progettazione a vortice libero, per calcolare infine le prestazioni della macchina, in termini di lavoro scambiato e rendimento. Per il calcolo dell incidenza, delle perdite e della deviazione del flusso sono state utilizzate le correlazioni di Lieblein [4]. La Figura 3 riporta i valori così ottenuti degli angoli costruttivi in ingresso e in uscita dalla ventola, mentre la Tabella 1 riassume le principali grandezze calcolate alla base, in mezzeria e all apice della pala. Come si nota, il forte carico imposto alla base della pala va via via riducendosi verso l apice, con una deviazione del flusso che si riduce a 9.5 e un fattore di diffusione DF che scende a 0.62 e che quindi dovrebbe garantire l assenza di separazioni all apice della pala in condizioni di progetto. La ventola è stata progettata con l ausilio di un CAD 3D che ha permesso la definizione della geometria tridimensionale della palettatura. Dal file CAD 3D, utilizzando una macchina di prototipazione rapida, è stata realizzata una girante in nylon in grado di funzionare nelle normali condizioni di utilizzo, cioè fino a 3000 rpm. Tale girante, carteggiata e verniciata, è stata montata sul banco prova ventilatori per il rilievo delle caratteristiche globali e per l analisi del campo di moto relativo. i δ β DF ζ Base Mezzeria Apice Tabella 1 Principali caratteristiche del flusso in condizioni di progetto. Figura 4 Il banco prova ventilatori. 4

5 IL BANCO PROVA VENTILATORI Il banco prova ventilatori sito presso il Laboratorio di Macchine e Sistemi Energetici del Dipartimento di Ingegneria Industriale dell Università di Bergamo è stato realizzato nel rispetto delle norme ISO 5801 [5]. Esso permette di testare ventilatori caratterizzati da valori massimi di portata pari a m 3 /h, e di prevalenza e potenza rispettivamente pari a Pa e 50 kw. Nella configurazione in aspirazione utilizzata nel presente studio (figura 4), seguendo il percorso dell aria, esso si compone di una serranda di regolazione della portata aspirata e dalla camera di prova vera e propria, all interno della quale sono presenti delle griglie per uniformare il flusso e una parete a boccagli per il rilievo della portata. Il ventilatore in prova è collegato alla camera attraverso il convogliatore. La necessità di eseguire rilievi di dettaglio a valle della girante unita alla particolare conformazione della sezione di scarico della ventola (a flusso misto) ha imposto la necessità di inserire, tra la sezione di uscita del banco e il convogliatore un condotto di sezione rettangolare e di lunghezza pari a 1 m. Il ventilatore è stato testato a banco sia con il convogliatore direttamente collegato al banco, sia con interposto il suddetto tronchetto. LA STRUMENTAZIONE E LE CONDIZIONI OPERATIVE Per caratterizzare le prestazioni globali della ventola è necessario misurare, oltre alla portata elaborata, la prevalenza fornita al fluido gh e il rendimento della macchina. Per quanto riguarda la portata, questa viene rilevata grazie alla presenza della parete a boccagli, andando a misurare la caduta di pressione attraverso la parete stessa e la pressione statica nella camera di monte per mezzo di un set di trasduttori di pressione, e la temperatura dell aria nella camera di prova con una termo-resistenza Pt100. La prevalenza gh viene valutata come differenza tra la pressione totale misurata a monte della ventola per mezzo di un tubo di Pitot e la pressione statica allo scarico della macchina, coincidente con la pressione atmosferica. Oltre a ciò, vengono rilevati il numero di giri del ventilatore, per mezzo di un pick-up magnetico, e la coppia applicata all albero, attraverso un torsiometro, informazioni necessarie per il calcolo della potenza assorbita all albero e quindi del rendimento. Tutti i segnali vengono acquisiti tramite una scheda di acquisizione da 64 canali con risoluzione pari a 16 bit e frequenza massima di campionamento pari a 20kHz. L intero sistema di misura è gestito attraverso un software dedicato sviluppato in ambiente LabView che, oltre ad acquisire i dati, li elabora fornendo in uscita i valori della portata elaborata, della prevalenza, della potenza e del rendimento in condizioni ISO. Per maggiori dettagli si rimanda a [5]. Per quanto riguarda le misure di dettaglio condotte a valle della girante, è stato utilizzato un anemometro a filo caldo. In particolare, per ottenere informazioni sulla struttura tridimensionale del flusso allo scarico della macchina è stata utilizzata una sonda a filo singolo slanted (DANTEC 55P12), collegata al ponte DANTEC CTA e la tecnica delle multi-rotazioni [6]. L intero sistema è gestito automaticamente via PC grazie all applicativo DANTEC StreamWare, usando una scheda NI AT-MIO-16E-1 ed un condizionatore di segnale SC Questo sistema permette di acquisire in contemporanea fino ad 8 segnali analogici, con una risoluzione di 12-bit e ad una velocità massima di 1.25 MS/s quando un solo canale è acquisito. La sonda è stata accuratamente calibrata e ne è stata effettuata una taratura direzionale su un apposito tunnel [7]. La massima incertezza di misura sul modulo della velocità è risultata dell ordine del ±2%, mentre un incertezza di ± 0.5 caratterizza l angolo del flusso. La sonda è stata inserita nel flusso all uscita della girante con lo stelo orientato in direzione normale alla direzione meridiana (si veda Figura 1a). Per caratterizzare il campo di moto allo scarico della macchina, la sonda è stata mossa lungo l altezza di pala, seguendo una griglia composta da 20 punti, che si estende per m e che prevede un infittimento dei punti di misura in prossimità di cassa e mozzo. L estensione di detta griglia è maggiore dell altezza di pala, pari a m. Per ogni punto di misura sono state condotte sette diverse acquisizioni in corrispondenza di altrettante posizioni angolari (spaziate di 20 ) del filo rispetto al flusso, in 5

6 modo tale da poter risalire alla direzione e al modulo del vettore velocità. In ognuna delle suddette posizioni sono stati acquisiti valori con una frequenza di 20kHz per mezzo della tecnica dell acquisizione in fase, utilizzando il segnale del pick-up magnetico come riferimento per l asse temporale. Ai dati così acquisiti è stata poi applicata la tecnica della media d insieme, ottenendo un andamento medio sul singolo passo, in cui ogni punto risulta dalla media di 64x13 campioni. La sonda è stata montata su un sistema di movimentazione a due assi comandato dal computer basato su motorini passo passo: uno per l affondamento della sonda lungo l altezza di pala e uno per la rotazione intorno allo stelo. Il posizionamento della sonda lungo la direzione meridiana è invece eseguito manualmente: nel corso delle prove è stato analizzato un unico piano posto 5 mm dal bordo d uscita delle pale. Tutte le misure, sia a banco sia di dettaglio, sono state condotte ad un unico regime di rotazione, pari a 1200 rpm. Si nota come il reale funzionamento della macchina nel sottocofano prevede una velocità di rotazione massima di 3120 rpm. La riduzione del numero di giri si è resa necessaria per preservare l integrità del modello di ventola realizzato con una macchina per la prototipazione rapida, che quindi presenta una bassa resistenza meccanica. Le misure di dettaglio sono state poi eseguite in corrispondenza dei tre diversi valori della portata riassunti in Tabella 2 e corrispondenti rispettivamente al 75% del valore di progetto, al valore di progetto e al 125% del valore di progetto. n [rpm] 1200 Q [m 3 /h] Q/Q d [%] gh [J/kg] η TS [%] Tabella 2 Le condizioni operative. Figura 5 Curva portata - prevalenza. Figura 6 Curva portata - rendimento. PRESENTAZIONE ED ANALISI DEI RISULTATI Le prestazioni della ventola Le Figure 5 e 6 riportano il confronto tra le curve caratteristiche, portata prevalenza e portata rendimento, misurate sul banco prova con la ventola installata nella configurazione classica e con interposto il tronchetto di collegamento. A titolo di confronto viene inoltre riportata la curva caratteristica della ventola assiale attualmente 6

7 installata nel sottocofano. In tutti i casi, come già anticipato, la prevalenza è stata valutata come differenza tra la pressione totale a monte della macchina e la pressione atmosferica. Il rendimento riportato in Figura 6 è quindi da intendersi un rendimento Total to Static. Benché, in presenza del tronchetto di collegamento, il tubo di Pitot in realtà misuri una pressione totale maggiore rispetto a quella che si avrebbe in ingresso alla macchina, risentendo delle perdite che hanno luogo nel tronchetto stesso, l andamento delle due curve caratteristiche relative alla ventola in oggetto pressoché coincidono. Piccoli scostamenti si verificano solo alle basse portate, per le quali si iniziano a manifestare effetti significativi di off-design, con una diminuzione del rendimento dovuti all aumento dell angolo di incidenza in ingresso. Se poi si confrontano dette curve con quelle della macchina assiale attualmente in uso, si osserva un miglioramento significativo sia in termini di prevalenza che di rendimento, soprattutto alle alte portate. a) b) c) Figura 7 Velocità e angolo del flusso relativi a valle della ventola: a) 0.75Q d, b) Q d e c) 1.25Q d. a) b) c) Figura 8 Intensità di turbolenza a valle della ventola: a) 0.75Q d, b) Q d e c) 1.25Q d. Il reale punto di funzionamento della ventola assiale installata nel trattore corrisponde, a freddo (cioè con motore spento), ad una portata pari a 1075 m 3 /h, con una prevalenza di circa 70.8 J/kg e un rendimento del 30.2%. La nuova ventola ha permesso di portare la portata elaborata a circa 1327 m 3 /h, con una prevalenza di 87 J/kg e un rendimento del 36.3%. In termini percentuali, il guadagno sulla portata smaltita si attesta sul 23.4%, mentre sul rendimento raggiunge i 6 punti percentuali, corrispondente al 20%. Un tale guadagno non è 7

8 risultato pienamente soddisfacente, in quanto il sistema di raffreddamento ideale richiederebbe una portata maggiore (1540 m 3 /h) che, nell attuale configurazione del sottocofano corrisponde ad una prevalenza di 98 J/kg. I risultati di alcune simulazioni numeriche condotte con Fluent hanno evidenziato un malfunzionamento della ventola alle basse portate, dovuto alla presenza di una separazione del flusso in prossimità dell apice della pala. Alla luce dei risultati della simulazione numerica, si è deciso di condurre un indagine di dettaglio del campo di moto medio all uscita della ventola con un duplice obiettivo: verificare l attendibilità della simulazione con Fluent ed individuare correzioni da apportare al progetto che possano portare al miglioramento delle prestazioni. a) b) c) Figura 9 Componenti della velocità assoluta a valle della ventola: a) 0.75Q d, b) Q d e c) 1.25Q d. Caratterizzazione del flusso allo scarico della ventola La Figura 7 riporta, per le tre condizioni di funzionamento indagate: 0.75Q d, Q d e 1.25Q d, le distribuzioni nel piano (m,z) posto 5 mm a valle del bordo d uscita delle pale della velocità relativa W 2 e dell angolo relativo del flusso β 2 formato dalla proiezione del vettore velocità nel piano (m,t) e dalla direzione meridiana. La Figura 8 presenta le corrispondenti distribuzioni dell intensità di turbolenza percentuale Tu, normalizzata con la velocità periferica all apice della pala U 2,tip : v 2 m,2 + v 2 t,2 2, tip + v 2 z,2 3 Tu = 100 (1) U La Figura 9 mostra infine le distribuzioni della componente meridiana della velocità assoluta V m, di quella tangenziale V t e di quella lungo l altezza di pala V z. In ogni figura viene mostrato l andamento mediato in fase 8

9 sul singolo passo ripetuto due volte per chiarezza espositiva. Il senso di rotazione è antiorario, per cui, procedendo lungo la direzione tangenziale, si incontra dapprima il lato in pressione, poi la pala, ed infine il lato in depressione del canale. Si nota che, non essendo la sezione di scarico della macchina perpendicolare alla direzione assiale, ma inclinata di un angolo pari a 36 rispetto alla direzione radiale, si è preferito proiettare il vettore velocità lungo una terna solidale alla macchina (m,t,z), piuttosto che lungo la classica terna di coordinate cilindriche (x,t,r). Analizzando la distribuzione della velocità relativa allo scarico del rotore in condizioni nominali (Figura 7b), si osserva la struttura periodica, con gradiente positivo dal mozzo verso l apice delle pale, e quasi assialsimmetrica del flusso. Chiaramente individuabili sono le scie palari. Il flusso risulta piuttosto ben distribuito sulla sezione di scarico, come mostrano la distribuzione dell angolo relativo β 2 (Figura 7b), dell intensità di turbolenza (Figura 8b) e della componente meridiana del flusso (Figura 9b), con indicazioni di una lieve traccia di separazione in prossimità del mozzo e all apice della pala, sul lato in depressione. In queste zone si verificano infatti sia elevati angoli relativi, prossimi ai 90, che indicano la presenza di un flusso relativo perlopiù tangenziale, sia elevati valori della turbolenza, con picchi dell ordine del 30% della velocità periferica all apice della pala. Al di fuori delle zone di scia, l angolo del flusso relativo presenta una distribuzione crescente lungo l altezza di pala, con una deviazione rispetto agli angoli costruttivi crescente con la distanza dall asse di rotazione. La componente tangenziale della velocità (Figura 9b) mostra valori elevati a ridosso del lato in depressione della pala, che si riducono in prossimità dell apice. Si può notare come in prossimità dell apice, dove in condizioni di progetto ci si aspettava un elevato lavoro scambiato, la riduzione della componente meridiana unita a ridotti valori di V t indicano un basso scambio di lavoro. La componente lungo l altezza di pala mostra infine valori modesti, decisamente inferiori a quelli delle altre componenti, indicando un flusso ben guidato e con flussi secondari di limitata intensità. Il comportamento testé evidenziato persiste anche al crescere della portata (Figura 7c), con solo modeste variazioni che portano ad una complessiva maggiore uniformizzazione del campo di moto all uscita del canale. In particolare aumenta mediamente il valore della velocità relativa così come quello dell angolo β 2. Si notano alcune differenze nella zona d apice e in prossimità del mozzo, dove non vi è più traccia di separazioni (Figure 8c e 9c). La distribuzione di intensità di turbolenza (Figura 8c) mostra valori mediamente inferiori, con una riduzione della zona ad alta turbolenza in prossimità del mozzo, oltre che nell angolo tra lato in depressione e cerchiatura. La componente meridiana presenta una distribuzione più uniforme sulla sezione di scarico, mentre la componente tangenziale della velocità assoluta mostra valori simili al caso precedente nella metà inferiore del canale e leggermente maggiori e più uniformemente distribuiti nella zona d apice; ciò indica il raggiungimento di una migliore condizione di funzionamento. La componente lungo l altezza di pala non mostra grandi variazioni rispetto al caso precedente, ad indicare anche in questo caso flussi secondari limitati. Maggiori differenze si notano al regime a portata ridotta (Figure 7a, 8a e 9a). Ad una generale riduzione della velocità relativa si accompagna una differente organizzazione del flusso nel canale palare e valori mediamente maggiori dell intensità di turbolenza. La presenza di scie estremamente estese nella metà superiore del canale dimostra la presenza di una vasta separazione del flusso tra l apice della pala e il lato in depressione. A ciò si accompagna un ampia zona di separazione in prossimità del mozzo. Tutto ciò porta ad un confinamento del flusso in una porzione alquanto limitata del canale. Tale fenomeno è reso ben evidente dalla distribuzione dell angolo relativo, che mostra valori maggiori rispetto alle altre condizioni testate e prossimi a 90 sia alla base sia in una estesa zona localizzata tra la cerchiatura e il lato in depressione della pala. La componente meridiana della velocità e la distribuzione della turbolenza confermano che solo una ridotta zona centrale del canale è interessata da un flusso ben organizzato in linea con i valori di progetto. Si nota inoltre un aumento generalizzato della componente della velocità lungo l altezza di pala, soprattutto nella parte superiore del canale. Valori ancora maggiori di V z sono presenti nella scia, che indicano una forte migrazione del flusso a bassa energia tra mozzo e apice della pala. 9

10 CONCLUSIONI La presente memoria ha documentato le fasi di progettazione e verifica delle prestazioni di una ventola a flusso misto parzialmente cerchiata espressamente progettata per essere installata all interno del sottocofano di un trattore di piccola taglia. La nuova ventola, realizzata per mezzo di una macchina per la prototipazione rapida, è stata testata sia a banco sia installata all interno del sottocofano del trattore, dimostrando prestazioni superiori rispetto alla ventola normalmente utilizzata, sia in termini di portata smaltita sia di rendimento. In particolare, si è ottenuto un aumento dell ordine del 23% della portata elaborata e del 20% del rendimento total to static. Il miglioramento delle prestazioni ottenuto non è però stato giudicato del tutto soddisfacente, anche perché il punto di funzionamento della macchina all interno del sottocofano si trova a cadere in una zona della curva in cui il rendimento è inferiore al massimo. Per meglio comprendere la fenomenologia in atto all interno della macchina sono state condotte delle misure di dettaglio non stazionarie del campo di moto tridimensionale allo scarico della ventola. Per portate medio-alte, il flusso è risultato ben organizzato all interno del canale, con limitati flussi secondari. Tali misure hanno inoltre evidenziato la presenza, alle portate medio-basse in cui si trova ad operare la ventola, di zone di separazione sia all apice della pala, sia alla base. Modifiche possibili alla geometria della ventola non sono chiaramente individuabili. Infatti, per eliminare le separazioni all apice della pala, si renderebbe necessario scaricare tale sezione, e quindi ridurre ulteriormente la deviazione all apice; ciò d altra parte comporterebbe una riduzione del lavoro scambiato e della prevalenza fornita, con un sicuro spostamento della curva caratteristica della macchina verso portate minori. Essendo invece richiesto un aumento della portata smaltita, è ovvio che la soluzione va cercata altrove, magari in una diversa scelta dell angolo di sweep o nell eliminazione della cerchiatura esterna. Quest ultima soluzione potrebbe sì aumentare il rumore, ma eliminerebbe le perdite legate alla superficie bagnata, con un conseguente aumento delle prestazioni nella regione d apice. RINGRAZIAMENTI Gli autori desiderano ringraziare la SAME Deutz-Fahr Italia S.p.A. per aver supportato finanziariamente il presente studio. BIBLIOGRAFIA [1] G. Molari, 2004, Progetto del cofano di una trattrice Agricola, Riv. di Ing. Agr., 2, [2] J.D. Denton and L. Xu, 1999, The Exploitation of 3D Flow in Turbomachinery Design, in Turbomachinery Blade Design Systems VKI LS [3] C. Hah, 1999, Aerodynamic Lean and Sweep for Improvements in Compressor Performance, in Turbomachinery Blade Design Systems VKI LS [4] N.A. Cumpsty, 1989, Compressor Aerodynamics, Longman Scientific & Technical [5] G. Benzoni, G. Franchini e P. Gaetani, 2003, Caratterizzazione di una camera di prova per ventilatori industriali, Atti del 58 Congresso Nazionale ATI, 9-12 Settembre 2003, San Martino di Castrozza (PD), Vol. I, pp [6] A. Perdichizzi, M. Ubaldi, P. Zunino, 1990, A hot wire measuring technique for mean velocity and Reynolds stress components in compressible flow, Proceedings of the 10 th Symposium on Measuring Techniques for Transonic and Supersonic Flows in Cascades and Turbomachines, September 17-18, Brussels, Belgium. [7] G. Barigozzi, G. Franchini, 2004, Sviluppo e applicazione dell anemometria a filo caldo per flussi instazionari e non isotermi, Giornata di Studio MISMAC VIII, 28 maggio 2004, Prato. 10