3 Il progetto idraulico

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1 Il progetto idraulico 3 Il progetto idraulico 3.1 Introduzione, 3.2 La scelta dei diametri della tubolatura, 3.3 La curva di resistenza del sistema, 3.4 Le linee con ramificazioni, 3.5 Le linee con autoclavi, 3.6 La scelta della pompa, 3.7 L accoppiamento sistema pompa 3.1 Introduzione Il progetto idraulico di un impianto di tubolatura consiste essenzialmente nel definire i diametri delle condotte sulla base della più adatta velocità del fluido, nel valutare la curva di resistenza del sistema ed infine nel selezionare la pompa in base alle sue curve caratteristiche. Pompe e diametri delle tubolature dovrebbero essere scelti simultaneamente, poiché tale procedura permette di bilanciare costi operativi e costi iniziali. Gli altri elementi costitutivi dell impianto, elementi che rispondono alle diverse esigenze funzionali dell impianto quali per esempio scambiatori di calore, separatori, miscelatori, etc. sono da considerarsi, dal punto di vista idraulico, essenzialmente come fonti di perdite concentrate. Essi peraltro impongono vincoli nella progettazione dell impianto, sia in termini di pressioni che di portate. Nel progetto dell impianto si devono considerare margini di sicurezza che tengano conto sia delle tolleranze di calcolo e di costruzione, sia dell invecchiamento (aumento di resistenza nelle tubolature per fouling e corrosione). Tali considerazioni vanno fatte in fase di progetto per non rischiare di sovraccaricare l unità di potenza o di creare un flusso che non corrisponde alle esigenze dell utente. In altre parole la pompa deve essere sovradimensionata e l impianto deve essere corredato da sistemi di regolazione. Per quanto concerne poi le tolleranze di progetto, esistono criteri e normative specifici. 1

2 Corso di Allestimento Navale 3.2 La scelta dei diametri della tubolatura É evidente che per ragioni di costo iniziale della tubolatura, per motivi di peso e d ingombro, il diametro deve essere il minore possibile. Ma un piccolo diametro comporta, a confronto con uno maggiore ed a parità di portata, una velocità di flusso maggiore e conseguentemente maggiori perdite idrauliche. Ciò richiede a sua volta la scelta di una pompa di maggiore potenza. Inoltre, il flusso non deve generare eccessiva turbolenza per non comportare problemi di erosione e di rumore. Per questo motivo il progetto del diametro è frutto di un compromesso. Tale compromesso si raggiunge definendo innanzitutto la massima velocità di flusso, sia in funzione del liquido trasportato, sia in relazione al materiale delle condotte e, nota la portata che si vuole realizzare, ne deriva la conoscenza del diametro minimo. Solo successivamente, con un calcolo diretto, si valutano le perdite idrauliche: se queste risultano troppo alte, ossia se si ritiene che alla pompa sia richiesta una potenza eccessiva per quel servizio, il diametro deve essere aumentato; se invece le perdite sono reputate basse, allora si riduce il diametro delle tubolature. Nasce così un procedimento iterativo, il cui traguardo è costituito dal raggiungimento del minor costo iniziale ed assieme del minor costo di esercizio. Il materiale della tubolatura è frutto di una scelta progettuale basata sulla possibilità di ottenere alte velocità con tassi di erosione contenuti (e quindi con vite molto lunghe degli elementi). Ancora una volta il compromesso fra costi iniziali e costi di manutenzione costituisce la chiave di soluzione del problema progettuale. Va qui ricordato che il tasso di erosione cresce proporzionalmente alla velocità elevata alla potenza di almeno 2,5 ossia, il tasso di erosione raddoppia con un aumento della velocità di circa il 30%. Per l acqua di mare esiste anche un valore minimo di velocità legato allo sviluppo di fouling: se infatti la velocità è bassa si favorisce l attaccamento degli organismi viventi alle superfici interne dei tubi (il valore minimo è di 1,0 m/s). Inoltre, allo scopo di contenere gli effetti delle turbolenze (perdite, erosione, vibrazioni e rumore) la definizione dei percorsi deve essere tanto più accurata quanto più è alta la velocità del flusso analogamente deve migliorare la qualità dei prodotti e l accuratezza dell assemblaggio. Ciò premesso, la scelta del diametro deve partire da un criterio di esercizio che fissa i valori massimi delle velocità dei fluidi nelle condotte con attenzione al logoramento i valori delle velocità sono forniti, per ogni fluido, in funzione del servizio e del materiale della condotta. Successivamente deve essere rispettato un criterio economico, il quale deve condurre alla definizione della velocità più adatta basandosi sul miglior bilancio fra spese iniziali, di manutenzione, di esercizio ed ammortamenti. 2

3 Il progetto idraulico In base a queste considerazioni sono stilate tabelle che riportano sia la massima velocità compatibile con le caratteristiche fisiche del complesso (materiali, fluido, servizio), sia la velocità consigliata. Quest ultimo valore è espresso in funzione del diametro, cosicché una volta nota la portata è subito valutabile il diametro ottimale. Pertanto, definita la velocità massima di progetto e nota la portata, si valuta il diametro della condotta e se la condotta è ramificata tale operazione va ripetuta su ogni braccio. In tal caso, se necessario si procede al bilanciamento delle portate sui bracci paralleli: a partire da ogni nodo della linea tale bilanciamento deve essere realizzato introducendo perdite mirate. Ciò si ottiene con un opportuna scelta dei diametri e, se ciò non è conveniente, facendo ricorso a regolatori di portata per esempio quando si prevede un diverso deterioramento delle condotte. Il progetto delle condotte, compresi gli accessori, deve quindi necessariamente partire dalle estremità dell impianto, infatti noti i requisiti di flusso agli utenti si possono definire, in base alle velocità di lavoro dei fluidi, i diametri delle parti terminali delle condotte e contemporaneamente bilanciare le portate. 3.3 La curva di resistenza del sistema Per quanto detto, una volta effettuata la stesura delle linee con le relative lunghezze e portate, si possono valutare i carichi idraulici complessivi. Questo calcolo va fatto per la velocità di progetto e per variazioni della stessa entro un campo ritenuto accettabile durante il funzionamento: si ottiene così una curva, detta curva di resistenza del circuito, che fornisce la relazione fra la portata e la resistenza, ossia in altre parole fornisce il valore della prevalenza da realizzare alla pompa per ottenere la portata voluta su quel sistema. Il calcolo della curva di resistenza viene effettuato facendo la somma dei carichi su ogni percorso e per ogni condizione operativa ragionevolmente prevedibile. Lo studio dei sistemi idraulici quali le linee di tubolatura trova fondamento su alcune leggi fondamentali del moto dei fluidi ricondotte al caso, tipico degli impianti che verranno trattati, di fluidi incomprimibili ed a massa volumica costante durante l elaborazione del processo, ma comunque variabile con la temperatura in base all equazione di stato ρ = f(t) che lega tra loro le variabili di stato, ossia la temperatura T [ C] e la massa volumica ρ [kg/m 3 ]. Nella trattazione sarà utile ricorrere al principio di conservazione della massa, che afferma che la massa non può essere né creata né distrutta. Nel 3

4 Corso di Allestimento Navale caso dei moti stazionari ed uni dimensionali come quelli dei fluidi nelle condotte, indicando con v [m/s] la velocità media del flusso sulla sezione di area A [m 2 ], l equazione di conservazione della massa si traduce nell equazione di continuità della portata volumica: Q = Av = costante. Fondamentale è infine il ricorso all equazione dell energia che, basandosi sul primo principio della termodinamica, fornisce un bilancio meccanico per un sistema aperto di fluido incomprimibile ed a temperatura costante in moto stazionario uni dimensionale. Tale bilancio si scrive usualmente nella forma dell equazione di Bernoulli, nella quale per tradizione i diversi termini vengono espressi come energia per unità di peso e misurati in metri. Con riferimento ad un tubo di flusso di fluido perfetto, detta h 1 [m] l energia specifica (o carico totale oppure ancora prevalenza ) in ingresso ed h 2 [m] l energia specifica in uscita dal tubo, l equazione di bilancio mostra che h 1 = h 2 [m] (3.3.A) ossia che h 1 h 2 = 0. Inoltre l equazione di Bernoulli mostra che la massa fluida in movimento possiede energia cinetica, energia potenziale ed energia di pressione, quest ultima legata al lavoro della pressione sulle sezioni estreme del tubo di flusso. Perciò per una sezione generica del tubo vale: h = v 2 /2g + z + p/ρg [m] (3.3.B) ove con g [m/s 2 ] si indica l accelerazione di gravità, con z [m] la quota geodetica misurata rispetto ad un riferimento arbitrario, con p [Pa] la pressione e con ρ [kg/m 3 ] la massa volumica del fluido. I tre termini vengono usualmente indicati rispettivamente come carico cinetico, carico geodetico e carico di pressione (gli ultimi due costituiscono la cosiddetta quota piezometrica). Perciò un fluido incomprimibile in moto stazionario uni dimensionale che scorre in un tubo a sezione costante sperimenta in virtù di variazioni di quota una trasformazione di energia potenziale in energia di pressione, mentre l energia cinetica non varia essendo la velocità legata al principio di conservazione della massa. Nel caso in cui la sezione sia variabile l energia cinetica si trasforma in energia di pressione (o viceversa), mentre le velocità rimangono tra loro legate dal principio di conservazione della massa. Si osservi ancora che i carichi statici costituiscono una caratteristica intrinseca del sistema, mentre quelli dinamici, dipendendo proprio dalla velocità del flusso e quindi dal diametro delle condotte, sono in gran parte imputabili alle scelte del progettista: un buon progetto è quello che riduce il più possibile il valore delle perdite dinamiche. 4

5 Il progetto idraulico Quando il fluido non è perfetto si manifestano forze di resistenza al moto che determinano una perdita di carico ossia la trasformazione di energia di pressione in calore indicata con Y e misurata in metri (energia specifica di peso). Tale perdita di energia dovuta all attrito (perdite continue sulle pareti del tubo) ed alla separazione (perdite localizzate per brusche decelerazioni o accelerazioni in gomiti, valvole, filtri, etc.) partecipa al bilancio nell equazione di Bernoulli: h 2 = h 1 Y [m] (3.3.A) Il bilancio energetico del flusso in una linea si completa poi considerando l apporto di lavoro utile fornito al fluido dagli organi mobili di una macchina, quale una pompa. L energia ceduta dalla pompa all unità di peso del fluido che la attraversa non è altro che la prevalenza manometrica della pompa inserita nel circuito e si indicherà qui con h P [m]. L equazione di bilancio energetico diventa allora: h 2 = h 1 Y + h P [m] (3.3.B) Essa mostra che, quando il sistema funziona in equilibrio con la pompa, l energia ceduta dalla pompa (la prevalenza h P ) è pari all energia totale richiesta dal fluido per mantenere il flusso nella condotta, quest ultima è detta prevalenza del sistema e indicata con h S [m]: h S = h 2 h 1 + Y [m] (3.3.C) ove le sezioni di calcolo delle prevalenze h 2 ed h 1 vanno scelte alle estremità del circuito e le perdite Y vanno calcolate fra dette sezioni estreme. In altri termini all equilibrio fra sistema e pompa, equilibrio caratterizzato da una certa portata Q, vale la relazione: h S = h P [m] (3.3.D) La prevalenza h P = h S e la portata Q costituiscono le coordinate del punto di lavoro dell impianto formato dal sistema e dalla pompa. In altre parole, per trasferire il liquido la pompa deve essere in grado di fornire, alla portata desiderata, un energia per unità di peso pari alla differenza del carico totale fra gli stadi estremi, aumentata delle perdite lungo il circuito. Le perdite di carico continue in un tubo rettilineo di lunghezza l [m] e di diametro D [m] nel quale scorre con velocità v un fluido avente viscosità cinematica v, sono proporzionali al rapporto l/d ed al carico cinetico tramite un fattore di proporzionalità detto fattore d attrito ed indicato con λ [-]. Se con Y C si indica la generica perdita continua, vale: Y C = λ (l/d) (v 2 /2g) [m] (3.3.E) dove λ=λ (R), essendo R il numero di Reynolds del tubo (R = v D / v). Il valore di λ può essere valutato direttamente dal diagramma di Moody in 5

6 Corso di Allestimento Navale cui è espresso in funzione di R e della rugosità relativa ε /D, dove ε [m] è la rugosità delle pareti del tubo, ma è anche ottenibile in forma approssimata da relazioni analitiche. Per moti laminari (moto in tubi lisci ), ovvero convenzionalmente per R < 2300, vale la relazione: λ = 64 / R [-] (3.3.F) mentre per R > 4000 il moto è completamente turbolento ed il fattore d attrito risulta proporzionale al valore della rugosità delle pareti del tubo ε e viene espresso con formule approssimate. La più usata fra queste è l equazione di Colebrook White, nella quale purtroppo il fattore d attrito appare in forma implicita: λ 1/2 = 2 log 10 [(ε /D)/3,71 + 2,51/(R λ 1/2 )] [m] (3.3.G) Altra formulazione è quella di Hazen Williams, nella quale il fattore d attrito compare nella forma esplicita, ma che presenta lo svantaggio di contenere un coefficiente di taratura, valutato sperimentalmente, dipendente dal tipo di fluido considerato. La rugosità della parete del tubo è fornita da tabelle in funzione del materiale e della lavorazione che il tubo ha subito; è utile disporre sia della rugosità per tubo nuovo, sia di quella per tubo vecchio. Le perdite di carico localizzate sono causate da gomiti, valvole, giunzioni, brusche variazioni di sezione e da ogni macchinario o accessorio inserito in linea. Esse vengono espresse in maniera approssimata con espressioni simili a quelle delle perdite continue. In esse i coefficienti di resistenza localizzata sono funzione della geometria dell ostruzione e vengono quindi valutati sperimentalmente. A volte le perdite sono espresse in lunghezze equivalenti di condotta, ma questa procedura non è conveniente in fase di progetto quando si calcola la curva di resistenza. In condizioni di moto turbolento completamente sviluppato la generica perdita di carico localizzata Y L [m] varia approssimativamente con il quadrato della velocità media di trasporto v e si può quindi esprimere come: Y L = y L (v 2 /2g) [m] (3.3.H) dove y L [-] è il coefficiente di perdita localizzata. In conclusione, le perdite complessive in ogni braccio di un circuito si calcolano come somma delle perdite continue e delle perdite localizzate: Y = Y L + Y C [m] (3.3.H) e la potenza necessaria per far fronte a dette perdite risulta infine pari al prodotto fra la caduta totale di pressione ρgy e la portata Q. 6

7 Il progetto idraulico La curva caratteristica del sistema Y(Q) è calcolata per valori crescenti della portata, coprendo tutto il campo di possibile funzionamento dell impianto al fine di valutare anche gli effetti, sull accoppiamento con la pompa, delle variazioni di carico. Essa inoltre va calcolata per tutte le possibili situazioni di funzionamento dell impianto. Per quanto riguarda le condizioni estreme di funzionamento del sistema, va notato che, in presenza di bracci di mandata a collo d oca, si manifestano due situazioni differenti all avviamento ed a regime. All avviamento infatti la pompa deve far fronte al riempimento del braccio fino alla sommità, perciò il carico geodetico risulta massimo, mentre a regime il carico geodetico va calcolato sulla sola differenza di quota fra aspirazione e mandata. Un altro fattore importante è l invecchiamento delle condotte per corrosione e fouling: se ne tiene conto considerando già in sede di progetto una resistenza dinamica calcolata su tubi vecchi. Quando poi esiste la possibilità di trasportare liquidi a diversa viscosità, si dovrà controllare il funzionamento dell impianto nei vari casi, in funzione della viscosità e del peso specifico (oltre che della tensione di vapore). Qualora dai calcoli effettuati risultasse poi necessario bilanciare il funzionamento della condotta allo scopo di tenere conto delle diverse situazioni di lavoro sopra citate (e quindi anche dell invecchiamento), si dovrà ricorrere al controllo della portata tramite per esempio valvole di regolazione. Si consideri ora per esempio il semplice caso di un sistema formato da una sola condotta di aspirazione dal mare e da una sola condotta di mandata in una cassa interna alla nave. Per determinare il bilancio energetico si devono innanzitutto definire le due sezioni estreme del processo, in tal caso la sezione di ingresso può essere scelta sulla superficie media del mare e quella di uscita sulla superficie libera della cassa. Si valutano allora nel modo seguente i termini della curva di resistenza del sistema: carico geodetico rappresenta il battente statico netto calcolato come somma algebrica delle elevazioni (perdite o guadagni statici) rispetto ad una linea di riferimento; in questo caso si tratta di fare la differenza fra la quota geodetica della superficie libera della cassa e quella della superficie del mare. carico di pressione rappresenta la differenza fra la pressione agente sulla superficie dell acqua nella cassa e quella agente sulla superficie del mare, in questo caso è nullo. carico dinamico è la differenza fra la velocità di spostamento della superficie della cassa e quella del mare, in questo caso è nullo. 7

8 Corso di Allestimento Navale perdite dinamiche sono le perdite, sia continue che localizzate, che si realizzano lungo il percorso, dall imboccatura della presa a mare alla campana nella cassa (ovviamente non si conteggiano quelle nel corpo della pompa). Il calcolo sopra delineato si effettua per un certo numero di portate fino a quella massima prevista e va effettuato almeno per le due condizioni estreme di funzionamento corrispondenti all inizio ed alla fine del riempimento. Si ottengono due curve caratteristiche il cui andamento è prossimo ad un braccio di parabola infatti i carichi cinetici aumentano proporzionalmente al quadrato della velocità con partenza, per Q = 0, dal valore del dislivello geodetico fra le superfici del mare e dell acqua nella cassa (le due curve caratteristiche estreme sono traslate di una quantità pari alla massima differenza di battente statico si osservi inoltre che il battente offerto dal mare varia in funzione dell immersione della nave). Nel caso di guadagno statico la curva caratteristica può partire da valori negativi della prevalenza, sono questi i casi in cui la pompa non è necessaria, almeno per le basse portate. I sistemi idraulici possono mostrare due curve caratteristiche tipiche: per i sistemi di circolazione infatti la quota piezometrica è trascurabile rispetto alle perdite dinamiche e la curva tende ad essere una parabola passante per l origine degli assi, mentre per i sistemi di travaso la quota piezometrica è preponderante e la curva conseguentemente è pressoché orizzontale. 3.4 Le linee con ramificazioni Quando la mandata e l aspirazione sono costituite da un unico tronco, ossia gli elementi della condotta sono in serie, le perdite di carico per ogni prevista velocità di flusso si calcolano come somma dei singoli valori incontrati dall estremità dell aspirazione all estremità della mandata. In questo caso, come è noto, le energie specifiche che rappresentano i carichi si sommano per ogni prefissata portata in pratica le curve si sommano lungo le ordinate. Il calcolo della curva di carico si differenzia quando ci sono biforcazioni delle linee. Per capire come impostare il procedimento va innanzitutto osservato che l energia specifica che il fluido deve possedere in ogni ramo in parallelo deve essere la stessa, altrimenti si formerebbero deflussi tra un ramo e l altro. Questa condizione si realizza automaticamente, infatti all equilibrio la portata nei singoli rami in uscita si distribuisce in funzione del carico che il fluido sente su ogni ramo: in pratica i flussi che si instaurano sui rami in uscita sono tali da eguagliare tra loro i carichi che in tali rami vengono a maturare. 8

9 Il progetto idraulico Per esempio, nel caso di una singola biforcazione su due bracci, se Q 0 è il flusso in ingresso ed h 1 (Q) e h 2 (Q) sono le curve caratteristiche dei due bracci in uscita, all equilibrio sul trivio devono valere sia il principio di conservazione della massa, sia la legge di bilancio energetico, che tra i rami in uscita deve manifestare l equilibrio ossia la mancanza di deflusso. Si ottengono quindi le relazioni: h 1 (Q 1 ) = h 2 (Q 2 ) [m] (3.4.A) Q 0 = Q 1 + Q 2 [m 3 /h] (3.4.B) dove le curve del carico dei singoli bracci in uscita vanno calcolate considerando come sezione iniziale la biforcazione e sezione finale l utente all estremità del braccio. Risulta quindi evidente che, per valutare la curva di carico complessiva di un tratto di linea con una ramificazione, è necessario sommare, per ogni prefissato valore dell energia cinetica posseduta dal fluido, le portate che maturano nei singoli rami. In pratica le curve si sommano lungo le ascisse. Il caso più semplice è quello di un impianto di circolazione con rami in parallelo fin dal corpo della pompa. In tal caso tutto il circuito si presenta con rami in parallelo e la curva di resistenza complessiva è la somma lungo le ascisse delle curve di resistenza parziali. Si osservi che in tal caso il carico di pressione da conteggiare per determinare h S è pari alla variazione di pressione fra l imboccatura della pompa all aspirazione e l imboccatura della pompa alla mandata valutato in assenza della pompa ed è quindi nullo. Se invece il nodo di ramificazione è lontano dalla pompa, è necessario prima valutare separatamente le resistenze del circuito a monte e a valle del nodo quest ultima nel modo sopra descritto (somma lungo le ascisse) e poi combinare le resistenze così ottenute sui due tratti in serie (somma delle ordinate). Un caso interessante è quello in cui si vuole garantire la stessa portata su più bracci in parallelo. In tal caso le condotte devono avere diametro e lunghezza uguali, altrimenti si renderebbe necessario l inserimento, nelle più corte, di un accessorio che crei una strizione del flusso e conseguentemente una perdita di compensazione (è evidente che in questi casi il carico di riferimento è quello che si realizza nella condotta più lontana e con maggiore battente). Qui la curva caratteristica del tratto di linea in cui si realizza il parallelo si ottiene moltiplicando per il numero di bracci la curva di resistenza del singolo braccio. Nei circuiti con più ramificazioni, la valutazione dei carichi deve essere quindi fatta a ritroso, a partire dalle estremità di mandata. Più specificamente la curva di resistenza deve essere calcolata come di seguito specificato: 9

10 Corso di Allestimento Navale si identificano i nodi ai quali fanno capo le estremità; con riferimento al singolo nodo d estremità n 0 si valutano le curve di resistenza fra il nodo e ciascuna estremità della condotta, considerando come sezione di ingresso il nodo e sezione di uscita l estremità stessa; le curve caratteristiche dei bracci paralleli che convergono in n 0 si sommano lungo le ascisse, in modo da ottenere la curva caratteristica per il tratto a valle di n 0 ; si calcola la curva di resistenza parziale dal nodo in esame (n 0 ) fino a quello successivo (n 1 ) e la si somma lungo le ordinate a quella calcolata dall estremità fino al nodo n 0, ottenendo così la curva per il singolo braccio a valle di n 1 ; si ripete sul nodo n 1 lo stesso calcolo eseguito con riferimento ad n 0 fino a coprire l intero sistema. Il discorso è analogo quando si valutano le curve caratteristiche di impianti con diramazioni all aspirazione. Quando, in alcuni circuiti, le diramazioni hanno inizio invece solo ad una certa distanza dalla pompa, la parte in comune delle condotte può essere computata nella curva della pompa h P sottraendo da essa le perdite di quella parte del circuito. Questo metodo alternativo è molto comodo nella trattazione di circuiti semplici in cui vi sia un solo nodo di ramificazione. 3.5 Le linee con autoclavi In alcuni impianti è necessario mantenere in pressione i bracci quando sono chiusi alle estremità, ossia quando non è richiesta alcuna portata, per far si che quando la portata viene richiesta questa sia immediatamente disponibile: ciò si realizza con autoclavi. L autoclave non è altro che una cassa che crea un battente sul circuito, in maniera tale che in condizioni statiche si realizzi, all estremità più alta dello stesso, una pressione almeno pari a quella minima di esercizio. Essa assicura anche che un braccio rimanga in pressione alla sua estremità quando nel frattempo in un altro viene effettuato il deflusso. In tal modo inoltre, l autoclave si comporta da alimentatore permettendo di ridurre il numero di avviamenti della pompa quando le portate richieste sono basse e intermittenti. Gli impianti con autoclave sulle navi utilizzano contenitori con aria in pressione e quindi sfruttano un carico di pressione piuttosto di un carico geodetico. Nelle autoclavi infatti il liquido viene mantenuto in pressione con aria compressa, anche tramite un sistema automatico di controllo che invia ed estrae aria in modo da mantenere il più possibile costante la pressione di serbatoio. 10

11 Il progetto idraulico Per la comprensione del funzionamento di un circuito con autoclave si devono considerare le seguenti situazioni di carico: gli utenti sono scollegati la pompa deve limitarsi a ricaricare l autoclave lavorando con una contro pressione che è via via crescente fino al valore di taratura dell autoclave, pressione che garantisce il funzionamento corretto del polmone nel sistema. In questa situazione l autoclave non è attiva. Si osservi che, fin dall inizio dell operazione, l autoclave si troverà in equilibrio statico con il sistema, perciò il sistema sarà trasparente alla pompa. gli utenti richiedono portate basse ed intermittenti in questo caso la pompa non entra in funzionamento finché la pressione nell autoclave non scende al di sotto di un valore limite. In questa situazione l autoclave è attiva e la pompa è ferma. gli utenti richiedono portate continue l autoclave nel frattempo si è scaricata e la portata viene allora fornita dalla pompa. Ciò avviene a fronte del carico rappresentato dal solo sistema, infatti l autoclave rimane trasparente alla pompa. In questa situazione l autoclave non è attiva. La pompa deve essere in grado di ricaricare l autoclave, perciò deve poter erogare una pressione almeno pari a quella richiesta nell autoclave ad una portata soddisfacente. Quando invece l autoclave lavora mostra una curva di funzionamento orizzontale (ossia un isobara) e vede una curva di resistenza del sistema limitata ai braci con deflusso (gli altri bracci procurano solamente un carico statico), ed in tale condizione il punto di lavoro si sposta continuamente mentre si riduce la pressione nell accumulatore (ossia l isobara trasla verso valori più bassi di pressione). A bordo si utilizzano autoclavi in diversi impianti, soprattutto in quello antincendio ed in quelli di distribuzione dell acqua di lavanda o potabile: nell impianto antincendio l autoclave si usa per bilanciare le linee in modo che, quando una manichetta è aperta, quelle servite dallo stesso impianto rimangano in pressione (analogamente a quanto si fa nell impianto di alimentazione degli sprinkler). nell impianto di distribuzione dell acqua l autoclave si usa per ridurre il numero di accensioni della pompa alle basse portate; qui il bilanciamento è più laborioso e deve garantire pressioni o portate uguali ai diversi utenti, perciò il sistema viene anche convenientemente frazionato in modo da rifornire, per blocchi, utenti con esigenze simili per quanto riguarda il battente statico. Si rammenta, riguardo a quest ultimo impianto di distribuzione, che va prestata particolare attenzione ai coefficienti di contemporaneità delle richieste di portata utilizzando, per ogni tipo di installazione (lavandino, 11

12 Corso di Allestimento Navale doccia, cucina, etc.), opportuni coefficienti ponderali. Un discorso analogo va fatto per gli scarichi i quali però si realizzano a superficie libera non riempiendo le sezioni dei tubi. 3.6 La scelta della pompa Come anticipato trattando dei diversi tipi di pompe, la scelta del tipo di pompa da inserire nel circuito è dettata da diversi fattori legati alle modalità di funzionamento del sistema, al tipo di liquido ed ai rendimenti offerti dalle varie tipologie di pompe. Le pompe dinamiche sono adatte ad una ampia gamma di situazioni, per valori di portate e di prevalenze molto diversi: una volta verificato che la curva caratteristica offerta dalle pompe dinamiche si presta al funzionamento del sistema, si opera la scelta del tipo macchina (assiale o centrifuga). Quando però si manifestano problemi legati al tipo di fluido, e precisamente per fluidi ad alta viscosità o ad alta tensione di vapore, può essere conveniente usare pompe volumetriche. Anche quando si desidera mantenere costante la portata al variare del carico si usano pompe di questo tipo (al limite anche per dosaggi). Lo specchietto che segue può essere utile per un confronto, e quindi una scelta, fra le due tipologie di pompa centrifuga e pompa a stantuffi: portata Q nelle pompe dinamiche è continua, in quelle volumetriche è irregolare con valori massimi limitati dall uso di polmoni; prevalenza h nelle pompe dinamiche sono ottenibili elevate prevalenze solo con alte velocità e con pompe a più stadi, economiche solo se le portate sono alte; in quelle volumetriche si ottengono prevalenze alte e con buoni rendimenti anche a basse portate; velocità di rotazione e macchine motrici le pompe dinamiche si prestano a velocità elevate fino a qualche migliaio di giri al minuto (motori elettrici e turbine a vapore a comando diretto), le pompe dinamiche sono in genere più adatte a velocità di qualche centinaio di giri al minuto; rendimento η il rendimento delle macchine dinamiche è pari a quello delle pompe volumetriche solo con medi o alti rapporti Q/h e diminuisce con fluidi viscosi o con sostanze in sospensione; in quelle volumetriche è sempre buono al variare dei parametri Q ed h; regolabilità a velocità di rotazione costante nelle pompe dinamiche la regolazione è usualmente effettuata con valvole (per aumento del carico), in quelle volumetriche è realizzata con ricircolo oppure, senza riduzione del rendimento, con parzializzazione della corsa; 12

13 Il progetto idraulico regolabilità con h costante nelle pompe dinamiche è usualmente effettuata con valvole, per tutte le pompe può essere ottenuta con variazione del numero di giri; regolabilità con Q costante nelle pompe dinamiche è effettuata variando la velocità di rotazione, le pompe volumetriche godono invece di una auto regolazione; capacità di aspirazione le pompe dinamiche non sono, a differenza di quelle volumetriche, auto adescanti; adattabilità al sollevamento di liquidi speciali per i liquidi viscosi, quelli pastosi, quelli schiumosi o ancora per quelli con solidi in sospensione sono migliori quelle volumetriche (quelle dinamiche si usano in genere con liquidi di viscosità massima di cst, ma con bassi rendimenti); avviamento le pompe dinamiche hanno usualmente coppie di avviamento basse e quindi si prestano all avviamento con tutti i motori, quelle volumetriche necessitano di by pass o di giunti a frizione (la coppia d avviamento è infatti quasi uguale a quella di esercizio poiché vi possono essere notevoli masse da accelerare); organi di intercettazione per le pompe dinamiche è da evitare di mettere valvole di intercettazione all aspirazione, per quelle volumetriche si devono mettere valvole di sicurezza alla mandata; ingombro, peso le pompe dinamiche sono poco ingombranti e leggere, quelle volumetriche hanno maggiori dimensioni e peso. Infine, le pompe volumetriche rotative si usano necessariamente per liquidi molto viscosi, quelle dinamiche assiali per applicazioni particolari di travaso con mandata alternata. 3.7 L accoppiamento sistema pompa La scelta della pompa su un circuito va fatta considerando il punto di lavoro prescelto alla mandata della pompa. Nota la curva di resistenza del circuito, definita la tipologia della pompa in funzione delle caratteristiche funzionali del sistema e fissata la velocità di rotazione (ossia la velocità del motore a cui andrà collegata), si sceglie la pompa adatta a fornire il flusso con la coppia di caratteristiche volute di portata e prevalenza. Questa coppia deve rappresentare la condizione estrema di lavoro del sistema (Q max, h max ) É buona norma che il punto di lavoro previsto venga modificato per tenere conto delle imprecisioni correlate al calcolo. A tale scopo si introducono dei coefficienti di sicurezza idraulici. Quelli applicati al progetto degli impianti con pompe dinamiche sono i seguenti: 13

14 Corso di Allestimento Navale incremento del 5% sulla somma dei carichi cinetico e di pressione per pompe che richiedono potenze maggiori di 30 kw, oppure del 10% su pompe che richiedono potenze minori di 30 kw; incremento del 2% sul flusso (per considerare le perdite sulle linee). Per quanto riguarda le pompe dinamiche, le approssimazioni correlate al calcolo possono comportare problemi per quanto riguarda l effettiva portata che si realizza nell impianto, perciò si stabilisce in genere di fare una correzione cautelativa del flusso calcolato introducendo la seguente correzione: incremento del 3% sul flusso. In conclusione la coppia delle caratteristiche di progetto per le pompe dinamiche deve valere: h D = 1,05 h max 0,05 (z 2 z 1 ),max per P a > 30 kw [m] (3.7.A) h D = 1,10 h max 0,10 (z 2 z 1 ),max per P a 30 kw [m] (3.7.B) Q D = 1,02 Q max [m 3 /s] (3.7.C) e per le pompe volumetriche: h D = h max [m] (3.7.D) Q D = 1,03 Q max [m 3 /s] (3.7.E) Va comunque rimarcato che una eccessiva valutazione della curva di carico comporta, nelle pompe dinamiche, una minore efficienza, un sovraccarico e problemi di cavitazione. Tale situazione è risolvibile solo con l aggiunta di una valvola di regolazione, anche se a scapito di maggiori perdite. La scelta è molto semplice nel caso di pompe volumetriche, infatti in queste pompe le caratteristiche (Q, h) sono indipendenti. Sarà perciò sufficiente verificare che la pompa sia in grado di fornire la portata voluta e contemporaneamente di resistere alle massime pressioni previste nel sistema. La ricerca della pompa dinamica più adatta al sistema va invece fatta con riferimento alle cosiddette famiglie di pompe. Una famiglia di pompe è in genere definita per variazione del solo diametro della girante, mentre tutte le altre caratteristiche geometriche e costruttive rimangono invariate. Si tratta in pratica di una macchina che può dar origine ad una serie di pompe diverse solo per variazione del diametro della girante. Di conseguenza si valuta prima la compatibilità della famiglia di pompe con il sistema e si fissa poi il diametro della girante che fornisce il flusso dalle caratteristiche (Q, h) desiderate. Si osservi a riguardo che la curva Q h di una pompa dinamica si modifica, al variare del diametro della girante, rimanendo simile a se stessa. Infatti, per una famiglia di pompe, con riferimento a due diversi diametri 14

15 Il progetto idraulico della girante D 1 e D 2, il rapporto fra le portate e quello fra le prevalenze per le due configurazioni risulta correlato al rapporto fra i diametri e vale in via approssimativa: Q 2 / Q 1 h 2 / h 1 D 2 /D 1 [-] (3.7.F) Ciò significa che, modificando il diametro della girante, si ottiene sul piano Q h uno spostamento del punto di lavoro sulla retta che congiunge tale punto con l origine degli assi. Una volta scelta la pompa avente la curva caratteristica passante per il punto di progetto (Q D, h D ), si deve verificare che il rendimento massimo sia il più prossimo possibile alla condizione di portata media di esercizio, ovvero alla condizione di regime più probabile, caratterizzata da un particolare valore indicato con Q M (valore che in genere non differisce di molto da Q D ). Successivamente si deve verificare il valore del parametro NPSHa, soprattutto per liquidi che, alla temperatura di lavoro prevista, hanno alta tensione di vapore. Se poi sono previsti problemi di colpi d ariete sul circuito, allora la pompa deve essere protetta con una cassa di sfogo, in pratica un polmone, sulla mandata. Un ulteriore controllo riguarda la condizione di funzionamento alla portata minima, infatti in tale condizione il rendimento diventa molto basso e si rischia sia un riscaldamento eccessivo del liquido sia problemi di cavitazione e vibrazioni (e nelle pompe assiali anche di sovraccarico del motore). Se le condizioni si valutano critiche si deve ricorrere ad un by pass oppure ad un sistema di regolazione di velocità della pompa (in genere un sistema di regolazione della frequenza della corrente di alimentazione del motore elettrico). Va osservato infine che per una regolazione fina del punto di lavoro è necessario utilizzare una valvola di regolazione. Nei sistemi navali è usuale che siano installate pompe uguali in parallelo per questioni di sicurezza ma non di processo: perciò il progetto si imposta considerando una sola pompa funzionante. In caso di necessità l uso in parallelo delle due pompe può fornire un aumento della portata nel sistema, ma non il raddoppio della stessa la curva h P complessiva si ottiene sommando infatti le portate fornite dalle pompe al variare del carico. Diverso è il progetto delle pompe quando il sistema richiede portate costanti ma con diverse possibili curve di resistenza, in tal luogo bisogna dimensionare per la più gravosa e prevedere per le altre condizioni l uso di regolatori di portata. Nel caso che siano previste due condizioni di lavoro si possono usare due pompe in serie: la seconda viene detta pompa booster ed entra in funzionamento solo quando serve la massima prevalenza (la 15

16 Corso di Allestimento Navale curva h P complessiva si ottiene sommando le prevalenze fornite dalle pompe per ogni portata). Una volta conclusa la procedura di verifica della pompa si può procedere alla valutazione della potenza del motore. Poiché in generale gli impianti idraulici sono soggetti ad oscillazioni del punto di funzionamento, si possono avere maggiori assorbimenti di potenza rispetto al valore previsto. Per questo motivo si prevedono dei margini di sicurezza sulla potenza richiesta, usualmente definiti come segue: incremento del 20% per potenze richieste fino a 7,5 kw, incremento del 15% per potenze richieste fra 7,5 kw e 40 kw, incremento del 10% per potenze richieste superiori a 40 kw. Con la scelta del motore si conclude il dimensionamento idraulico dell impianto di tubolatura. 16

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