RELAZIONE FINALE II ANNO

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1 RELAZIONE FINALE II ANNO Dottorato in Ingegneria delle Macchine (DRIMA) XXIII Ciclo Politecnico Di Bari Fabio De Bellis Relatore: Prof. L.A. Catalano

2 Simulazione CFD ed ottimizzazione di turbine eoliche ad asse orizzontale. Al fine di migliorare e potenziare lo sviluppo e la diffusione dello sfruttamento energia eolica è stato intrapreso fin dall inizio del corso di Dottorato uno studio sulle turbine eoliche ad asse orizzontale. Tale studio, già descritto nella precedente relazione, ha come obiettivo finale l ottimizzazione di uno o più componenti costituenti la macchina a fluido, e come strumento preferenziale la fluidodinamica computazionale. A seguito dello studio bibliografico esposto in precedenza, si è visto come la simulazione fluidodinamica di turbine eoliche ad asse orizzontale sia in realtà una materia che richiede competenza ed esperienza (in seguito alla notevole complessità della fisica dei flussi coinvolti, soprattutto in presenza di stallo) Le soluzioni disponibili in letteratura sono codici sviluppati in maniera specifica per l applicazione e che si avvalgono di griglie di calcolo particolarmente raffinate, sia come numero di punti che come topologia (per una completa descrizione dei lavori di altri autori si rimanda all articolo in calce). Si deduce che il costo di una singola simulazione, inteso come la combinazione di tempo complessivo, risorse di calcolo e competenze pregresse necessarie, sia molto oneroso e spesso scoraggia l uso della CFD applicata alle turbine eoliche in ambito industriale. Infatti, lì dove sia richiesta un ottimizzazione, specialmente se multidisciplinare, multiobiettivo e vincolata, si pone la necessità di testare virtualmente un numero alto di configurazioni, sia geometriche che di funzionamento. Le soluzioni presenti allo stato dell arte di dimostrano inadeguate a rispondere ad una tale necessità, considerato ad esempio che, con tecniche di tipo tradizionale, la mesh è creata in maniera multiblocco e ad hoc, spesso con scarsissime possibilità di automatizzazione. Prima di procedere verso l ottimizzazione si è quindi reso necessario individuare un approccio in grado di snellire significativamente tutta la procedura che porta ad ottenere la previsione delle prestazioni fluidodinamiche della turbina a partire dalla sua nuda geometria. Per far ciò, dopo un attenta valutazione dei rapporti costi/benefici, sono state introdotte le seguenti semplificazioni: - griglia non strutturata, sia per le superfici che per i volumi; - numero di punti ridotto; - fluido incomprimibile; - fluido stazionario; - uso di wall function per il trattamento del boundary layer; - uso di software commerciale. Per verificare la bontà del metodo proposto è stata effettuata una validazione con i dati sperimentali disponibili NASA-NREL Phase VI, divenuti ormai uno standard di riferimento. In questa sede sono presentati solo alcuni dei risultati ottenuti: per una trattazione più completa si rinvia nuovamente all articolo già citato. I risultati sono esposti in termini di coefficiente di pressione (Fig. 1), coefficienti di forza normale e tangenziale (Fig. 2) e coppia generata in corrispondenza dell asse di rotazione (Fig. 3); infine, una visualizzazione del flusso attorno alla pala evidenzia lo stallo (Fig. 4). Si evidenzia un buon accordo tra i dati sperimentali e le simulazioni, soprattutto in confronto ai risultati ottenuti dagli altri autori con tecniche più sofisticate e risorse molto maggiori, sia di calcolo (numero di nodi in parallelo) che di tempo. L approccio proposto è giudicato quindi aderente agli obiettivi iniziali ed idoneo alla futura ottimizzazione.

3 Fig. 1 Coefficiente di pressione: confronto con dati sperimentali in assenza (sinistra) ed in presenza (destra) di stallo. Fig. 2 Coefficienti di forza normale (sinistra) e tangenziale (destra): confronto con dati sperimentali ed alti autori. Fig. 3 Coppia all albero: confronto con dati sperimentali e diversi modelli di turbolenza (sinistra) e con altri autori (destra).

4 Fig. 4 Visualizzazione di linee di flusso in assenza (sinistra, 7 m/s) ed in presenza di stallo (destra, 25 m/s) [r/r=47%]. Paper: F. De Bellis, L. A. Catalano, A. Dadone, Fast CFD Simulations of Horizontal Axis Wind Turbine, GT , Proceedings of ASME Turbo Expo 2010: Power for Land, Sea and Air, GT2010.

5 Sviluppo di un scambiatore di calore innovativo in controcorrente. Nell ambito dell efficienza e del risparmio energetico nonché della riduzione dell uso dei combustibili fossili, lo sviluppo di scambiatori di calori ad alta efficienza è attualmente uno dei settori di maggior interesse della comunità scientifica ed industriale. A supporto di tale affermazione basti ricordare i cicli rigenerativi, ad assorbimento, gli impianti combinati, gli impianti a combustione esterna (anche per biocombustibili) e la cogenerazione. In tali applicazioni le prestazioni degli scambiatori di calore sono spesso il fattore tecnologico limitante che frena il miglioramento complessivo dell impianto: lo scambiatore di calore ideale deve infatti possedere altissima efficienza e ridottissime perdite di carico, garantendo contemporaneamente una buona integrità strutturale ad un costo ridotto (per un esauriente trattazione dello stato dell arte degli scambiatori di calore, delle problematiche che si devono affrontare e delle soluzioni proposte si faccia riferimento agli articoli citati di seguito). Partendo da queste motivazioni è stato ideato, progettato e testato sperimentalmente un innovativo scambiatore di calore in controcorrente denominato Counter Flow Sand Heat Exchanger (CFS-HX). Il principio di funzionamento è illustrato in Fig. 5: una sabbia costituisce l elemento intermedio che viene fatto dapprima riscaldare in controcorrente attraverso un flusso di aria calda, per poi essere immesso in una colonna in cui scorre, di nuovo in controcorrente, un flusso di gas freddo a cui cedere il calore precedentemente immagazzinato. In uscita dallo scambiatore, la sabbia, nuovamente fredda, può essere riconvogliata per ripetere il ciclo. Il sistema presenta diversi vantaggi, tra cui l economicità rispetto ad altre soluzioni (dovuta alla sua semplicità di realizzazione e manutenzione), le basse perdite di carico (assenza di inversioni del flusso per effettuare più passaggi) e l alta efficienza (scambio termico in reale controcorrente). L pipe ρ = sand d 6 sand c sand h( T V gas sand ( T T ) T sand, out sand ) sand, in Fig. 5 Counter-Flow Sand Heat Exchanger: principio di funzionamento ed equazione derivata per il calcolo della lunghezza necessaria alla scambio termico in funzione dei principali parametri di progetto.

6 Fig. 6 Diagramma a blocchi del modello unidimensionale. La progettazione di un primo prototipo si è avvalsa di due strumenti: un modello unidimensionale per un dimensionamento iniziale ed una verifica e ottimizzazione preliminare per mezzo della fluidodinamica computazionale. Il modello unidimensionale è basato sulle equazioni classiche della termodinamica ed è descritto nel diagramma a blocchi rappresentato in Fig. 6; sotto l ipotesi di flusso unidimensionale, esso permette di calcolare la lunghezza del condotto necessaria in funzione di alcuni parametri di progetto quali le temperature in ingresso del gas e della sabbia, il diametro del condotto, l efficienza desiderata ed il diametro delle particelle (equazione finale riportata nella figura precedente). Fig. 7 Studi parametrici ottenuti dal modello unidimensionale: temperature di uscita del gas e della sabbia ed efficienza dello scambiatore al variare del diametro delle particelle (sinistra) e della lunghezza del condotto (destra). Il modello, implementato sia in Excel sia in Fortran, può essere adoperato per studi parametrici e di sensitività come quelli mostrati in Fig. 7, da cui si evince come, a parità di altre condizioni, l efficienza sia alta per piccoli diametri delle particelle e condotti lunghi. Per verificare lo sostenibilità dell ipotesi di unidimensionalità del flusso e per verificare l entità dello scambio termico realizzabile sono state eseguite delle simulazioni CFD, dapprima in 2D per settare i parametri di calcolo, e successivamente in 3D. Dato l ingresso a 90 del flusso di aria rispetto alla direzione del condotto, la simulazione 2D si è rivelata non adeguata alla descrizione

7 della fisica del problema (Fig. 8), mentre quella 3D predice uno scambio termico adeguato in presenza di flusso distribuito omogeneamente nelle sezioni del condotto sufficientemente distanti dall ingresso e l uscita. Fig. 8 Simulazioni CFD: temperatura dell aria per un caso 2D e 3D. Per verificare lo sostenibilità dell ipotesi di unidimensionalità del flusso e per verificare l entità dello scambio termico realizzabile sono state eseguite delle simulazioni CFD, dapprima in 2D per settare i parametri di calcolo, e successivamente in 3D. Dato l ingresso a 90 del flusso di aria rispetto alla direzione del condotto, la simulazione 2D si è rivelata non adeguata alla descrizione della fisica del problema (Fig. 8), mentre quella 3D predice uno scambio termico adeguato in presenza di flusso distribuito omogeneamente tra le sezioni del condotto sufficientemente distanti dall ingresso e l uscita. Un ulteriore, importante verifica dello studio effettuato viene dalle misure effettuate nel banco sperimentale realizzato nel laboratorio della Sezione di Macchine ed Energetica. Il prototipo, costituito da metà scambiatore (solo una colonna), riceve aria calda proveniente da una soffiante Roots che viene raffreddata da particelle di allumina (ossido di alluminio). Il confronto con le misure sperimentali (Fig. 9) ha permesso la validazione tanto del modello unidimensionale che della simulazione fluidodinamica e costituisce quindi la base per ulteriori sviluppi futuri in questo campo. Ulteriori dettagli riguardo la descrizione del modello unidimensionale, i risultati ottenuti e l apparato sperimentale possono trovarsi nei paper citati qui di seguito.

8 65 Tgas,out [ C] experimental 1-D model Fluent 3D test number Fig. 9 Prototipo e apparato sperimentale (sinistra) e confronto tra risultati sperimentali, modello 1D e Fluent 3D (destra). Papers: L. A. Catalano, F. De Bellis, R. Amirante, Matteo Rignanese, A High Efficiency Heat Exchanger for Closed Cycle and Heat Recovery Gas Turbines, GT , Proceedings of ASME Turbo Expo 2010: Power for Land, Sea and Air, GT2010. L. A. Catalano, F. De Bellis, R. Amirante, An Innovative Counter-Flow Sand Heat Exchanger Design and Optimization, ESDA , Proceedings ASME th Biennal Conference on Engineering Systems Design and Analysis, ESDA2010. (in preparazione)

9 Compressione isoterma mediante iniezione di liquido. Ancora in un ottica di efficienza energetica, già dallo scorso anno era stata avviata un attività di ricerca riguardante la compressione isoterma mediante iniezione di liquido. Era stata già descritta l intenzione di adattare un motore automobilistico a compressore alternativo ed equipaggiare un cilindro con due pistole automatiche di iniezione di liquido. La fase successiva è stata la realizzazione di un sistema sperimentale comandato elettronicamente per la gestione delle iniezioni in tempi estremamente ridotti (ordine di grandezza: decine di millisecondi). Scopo del lavoro fin qui effettuato è stato l implementazione di un apparato in grado di effettuare due iniezioni indipendenti l una dell altra mediante ritardi definiti a partire dal punto morto inferiore (PMI), in modo da poter efficacemente iniettare liquido durante quasi tutta la fase di salita del pistone, secondo lo schema in Fig. 10. Fig. 10 Iniezioni di liquido durante la fase di compressione: cicli di funzionamento. A tale scopo è stato progettato il circuito elettronico schematizzato in Fig. 11: attraverso quattro potenziometri si impostano i quattro tempi (primo ritardo, prima durata, secondo ritardo, seconda durata) che vengono letti ed elaborati da un microcontrollore programmato specificatamente per l applicazione. Un encoder assoluto legge il passaggio del PMI ed invia il segnale al microcontrollore: a sua volta, quest ultimo apre tramite dei driver di potenza le due pistole automatiche di spruzzatura secondo i ritardi e le durate definiti in precedenza. Si è preferito ricorrere ad un microcontrollore integrato rispetto ad un elaborazione via PC a causa dei tempi ridottisimi disponibili per decodificare il segnale ricevuto dall encoder, elaborare una risposta e codificare il segnale da inviare agli iniettori: le frequenze di acquisizione e comando di un PC non sono sufficientemente elevate da garantire il corretto funzionamento del sistema. Il circuito è stao realizzato e testato con buoni risultati: in Fig. 12 sono chiaramente riconoscibili a sinistra i quattro potenziometri (quattro manopole) ed il microcontrollore al centro, con a destra il disco forato dell encoder collegato ad un comune trapano per la fase di test. Contemporaneamente, è stato implementato un programma in ambiente Labview per la gestione del circuito (velocità di rotazione del motore, letture dei tempi) e la misura di quattro stazioni di rilevazione di temeratura/pressione (vedi Fig. 13). I test sperimentali effettuati hanno dimostrato il corretto funzionamento del sistema mediante la rilevazione delle tensioni di alimentazione (segnali PWM, Pulse Width Modulation) degli iniettori in linea con i tempi impostati.

10 Fig. 11 Diagramma a blocchi del circuito di controllo iniezione realizzato. Fig. 12 Apparato sperimentale: circuito di controllo ed encoder V [volt] 3 PWM 1 PWM ,000 t [ms] Fig. 13 Pannello di acquisizione dati in ambiente Labview e rilievo sperimentale del segnale di alimentazione degli iniettori.