Microsoft Word - TESIS TUNEL DE VIENTO FINAL R3.docANDRES ALEJANDRO VARGAS BENDECK 200112838
UNIVERSIDAD DE LOS ANDES FACULTAD DE INGENIERIA
INGENIERIA MECANICA BOGOTA D.C
ANDRES ALEJANDRO VARGAS BENDECK 200112838
Tesis de Maestría en Ingeniería Mecánica.
Asesor. Ing. PhD. Álvaro E. Pinilla.
UNIVERSIDAD DE LOS ANDES FACULTAD DE INGENIERIA
INGENIERIA MECANICA BOGOTA D.C
Nota de Aceptación:
Acepto la presente Tesis de Maestría en cumplimiento de los lineamientos establecidos por la Universidad de los Andes. ___________________________
Ing. PhD. Álvaro E. Pinilla S. Asesor
Bogotá, 31 de Julio de 2007.
AGRADECIMIENTOS
Agradezco al Ingeniero Álvaro Pinilla, mi asesor a quien agradezco sus
enseñanzas como ingeniero y más que todo como persona y a quien considero
más que mi colega un amigo. Al ingeniero Jaime Loboguerrero, por su visión
práctica de la ingeniería. También quiero agradecer al profesor Lou Catafesta de
la University of Florida USA quien amablemente me facilito la tesis de diseño del
túnel de viento de la Universidad de la Florida. Al profesor Peter Buniss de la
Bristol University UK, quien sin sus aportes invaluables no habríamos solventado
muchos problemas. A los jurados Ing. MsC. Tomas Uribe, Ing. PhD. Orlando
Porras, Ing. MsC. Rafael Beltrán, Ing. PhD. Alejandro Marañon, por sus preguntas
y aportes. A los técnicos del laboratorio de ingeniería mecánica quienes fueron
pacientes en los largos días de experimentación. Agradezco a Tecnicortes y en
especial a Gabriela Rueda. A Ingemon y al Ingeniero Luís Fernando Niño, mas
que por su aporte como ingeniero, como persona sabia. Al arquitecto Pedro
Jaramillo de Planta Física. De manera especial a Santiago Caicedo quien me
ayudo en la experimentación y aporto sus conocimientos para que este proyecto
tomara forma. Por ultimo agradezco de manera muy especial a mis Papas
quienes, colaboraron en todas las etapas del proyecto.
DEDICATORIA
Dedico este trabajo a mi Dios por quien existo y hago lo que hago, a mi Papá y a
mi Mamá, por quienes soy un profesional integro y responsable, quienes me
enseñaron a apreciar el fruto de un trabajo bien hecho y la responsabilidad antes
que cualquier otra cosa. A Natalia Zuluaga Arzayus, mi novia quien me animo a
seguir adelante y quien soporto todos los altos y bajos de este proyecto. Por último
a aquellas personas que quieren seguir aportando su conocimiento para que
proyectos como este muestren el potencial de ingeniería colombianos.
“La única cosa realmente valiosa es la intuición.”- Albert Einstein
CONTENIDO
Pág. 1. INTRODUCCION 1. 2 OBJETIVOS 3. 3. MARCO TEORICO 4. 3.1 DISEÑO HIDRÁ ULICO 5. 3.1.1 Diseño Hidráulico del Difusor. 6. 3.1.2 Diseño Hidráulico de los Ductos Esquineros. 11. 3.1.3 Diseño Hidráulico de Álabes Directrices 14. 3.1.4 Diseño Hidráulico Campana de Contracción 16. 3.1.5 Diseño Hidráulico del Honeycomb 19. 3.1.6 Diseño Hidráulico para la selección de Mallas 21. 3.1.7 Diseño Hidráulico de la Sección de Pruebas 25. 3.1.8 Transición, secciones de alargamiento y sección de asentamiento. 27. 3.2 DISEÑO DE MANUFACTURA 29. 4. CONSTRUCCION 32. 4.1 DUCTO. 34. 4.2 DIFUSORES 36. 4.3 CA MPANA DE CONTRA CCION 38. 4.4 SOPORTES 41. 4.5 VENTILADOR 42. 4.6 SOPORTE V ENTILADOR 44. 4.7 ÁLABES DIRECTRICES 46. 4.8 HONEYCOMB Y MALLAS 48. 5. CONCLUSIONES 56. 6. BIBLIOGRAFÍA 62.
ANEXO A. Cuadro de pérdidas. 65. ANEXO B. Cálculos del Difusor. 66. ANEXO C. Algoritmo de cálculo de la Campana. 71. ANEXO D Análisis por FEA de los soportes. 76. ANEXO E Diseño Estructural de los soportes del conjunto motor-ventilador propuestos. 83.
ANEXO F. Planos y fotos del túnel. 90. ANEXO G. Medición de intensidad de turbulencia en las mallas y honeycomb. 122.
LISTA DE FIGURAS
Pág. Figura 1. Esquema de los componentes de un túnel de viento. 4. Figura 2. Geometr ía del difusor. 7. Figura 3. Ducto recto internamente – recto externo. 12. Figura 4. Ducto curvo internamente – curvo externo. 13. Figura 5. Configuraciones de Honeycomb. 19. Figura 6. Chaflán a 45° en el diseño del túnel de viento. 26. Figura 7. Posicionamiento de los álabes directrices según SMA CNA. 31. Figura 8. Distribución de presiones a lo largo del túnel. 33. Figura 9. Simulación en FEA estructural del túnel de viento. 36. Figura 10. Simulación en CFD de la recuperación de presión del difusor 37. Figura 11. Simulación en CFD del perf il de velocidad del difusor. 38. Figura 12. Simulación en CFD de la velocidad del f lujo en la campana de
contracción. 39.
Figura 13. Simulación en CFD de presión en la campana de contracción. 40. Figura 14. Composición y disposición del material de la campana de
contracción. 41.
Figura 15. Montaje del rotor, estator, spinner y empenaje 45. Figura 16. Álabe directriz con perfil Kröber 47. Figura 17. Simulación de velocidad de los álabes directrices tipo Kröber 48. Figura 18. Configuración de un honeycomb 55. Figura 19. Geometr ía del difusor. Anexo B. Figura 20. Convenciones de la Campana de Contracción. Anexo C. Figura 21. Condiciones de Borde del Análisis del soporte. Anexo D. Figura 22. Esfuerzo equivalente de von Mises sobre el soporte. Anexo D.
Figura 23. Punto mas susceptible a ruptura por caga estática. Anexo D. Figura 24. Deformación máxima del soporte. Anexo D. Figura 25. Condiciones de borde para el rediseño del soporte. Anexo D. Figura 26. Esfuerzo máximo equivalente de von mises del rediseño. Anexo D. Figura 27. Localización del esfuerzo máximo equivalente, en el sit io de
sujeción de los pernos a la viga. Anexo D.
Figura 28. Deformación máxima del elemento rediseñado. Anexo D. Figura 29. Primer diseño propuesto del soporte del motor. Anexo E. Figura 30. Condiciones de borde de la simulación de la mesa. Anexo E. Figura 31. Nivel de esfuerzos equivalentes de von Mises sobre la mesa. Anexo E. Figura 32. Nivel de deformación de la mesa. Anexo E. Figura 33. Diseño propuesto de mesa soportada sobre anillos con radios a
45°. Anexo E.
Figura 34. Condiciones de borde sobre los anillos. Anexo E. Figura 35. Nivel de esfuerzos y deformaciones del diseño #2. Anexo E. Figura 36. División de áreas para medición de intensidades de turbulencia. Anexo G.
LISTA DE GRÁFICAS
Pág. Gráfica 1. Condiciones de diseño de un difusor. 8. Gráfica 2. Perfil desarrollado de la curvatura de la campana. 18. Gráfica 3. Incidencia del viento sobre la malla 23. Gráfica 4. Mapa de presión del túnel de viento. 32. Gráfica 5. Curva teórica de rendimiento del ventilador vs. Curva del
Túnel. 34.
Gráfica 6. Curva teórica de rendimiento del ventilador @ 1150 r.p.m 43. Gráfica 7. Relación tamaño de malla vs. Coeficiente de pérdidas. 52. Gráfica 8. Variación de velocidad con la combinación de malla 10-50,
medida antes y después de la malla. 53.
Gráfica 9. Perfil de velocidad en el ducto con la combinación de malla
10 – 50 54.
Gráfica 10. Condiciones de diseño del difusor. Anexo B. Gráfica 11. Perfil asociado a y1 y2 Anexo C. Gráfica 12. Intensidad de turbulencia medida en la malla 8 Mesh Anexo G. Gráfica 13. Intensidad de turbulencia medida en la malla 10 Mesh Anexo G. Gráfica 14. Intensidad de turbulencia medida en la malla 30 Mesh Anexo G. Gráfica 15. Intensidad de turbulencia medida en la malla 40 Mesh Anexo G. Gráfica 16. Intensidad de turbulencia medida en la malla 50 Mesh Anexo G. Gráfica 17. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 8-10-30-50
Mesh Anexo G.
Gráfica 18. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 8-10-30
Mesh Anexo G.
Gráfica 19. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 8-10-30
Mesh Anexo G.
Gráfica 20. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 10 - 40 Anexo G.
Mesh Gráfica 21. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 10-50 Mesh Anexo G. Gráfica 22. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 30-50 Mesh Anexo G. Gráfica 23. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 10-40 Mesh
con HC Anexo G.
Gráfica 24. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 10-50 Mesh
con HC Anexo G.
Gráfica 25. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 40-40 Mesh
con HC Anexo G.
Gráfica 26. Intensidad de turbulencia medida en la mallas 40-30 Mesh
con HC Anexo G.
Gráfica 27. Intensidad de turbulencia medida en Honeycomb Industrial Anexo G. Gráfica 28. Comparación de Intensidad de turbulencia mallas 10 -40
Mesh con y sin Honeycomb Anexo G.
Gráfica 29. Comparación de Intensidad de turbulencia mallas 10 -50
Mesh con y sin Honeycomb Anexo G.
LISTA DE TABLAS.
Pág. Tabla 1. Contabilidad de pérdidas de presión 29. Tabla 2. Cuadro de presiones, velocidades y coeficientes de
pérdidas de cada malla y la combinación de ellas sin y con Honeycomb (HC).
51.
Tabla 3. Cuadro de Pérdidas de Presión Anexo A. Tabla 4. Cuadro de intensidades de turbulencia medidos de cada
malla y la combinación de ellas sin y con Honeycomb (HC), antes y después de la malla.
Anexo G.
LISTA DE FOTOGRAFIAS.
Pág. Fotografía 1. Perfiles en acero, para colgar el ducto con ángulo de 15
x 15 cm 42.
Fotografía 2. Ventilador en escala 1:5 del Túnel de Viento 44. Fotografía 3. Banco de pruebas del ventilador y las mallas. 49. Fotografía 4. Despunte de la lámina para unir con brida. Anexo F. Fotografía 5. Ducto esquinero pequeño. Anexo F. Fotografía 6. Ducto de extensión pequeña. Anexo F. Fotografía 7. Ensamble difusor #1. Anexo F. Fotografía 8. Lámina lateral ductos esquineros grandes. Anexo F. Fotografía 9. Componentes ensambladas difusor #2. Anexo F. Fotografía 10. Honeycomb Industrial Anexo G.
1
1. INTRODUCCION
El túnel de viento para el Edificio de ingeniería Mario Laserna fue propuesto para
cumplir las condiciones de velocidad y de área en la sección de pruebas, definidas
por la universidad en 30 m/s y 1 m x 1m x 2m. También se definió que fuera un
túnel de viento de circuito cerrado en posición vertical. Sobre estas dos
condiciones se establece un diseño, en el cual se hace referencia al cálculo de las
pérdidas generadas ya sea por elementos internos como por el objeto en prueba,
sobre la base de la permanencia de capa límite [1] en todas las secciones del
túnel y que el diseño minimizara las perdidas de presión. Así mismo el diseño se
baso en estudios de experimentos previos [2] y bibliografía especializada [3].
Estas condiciones de velocidad fueron mas adelante modificadas para obtener un
valor de 60 m/s, gracias a la colaboración de la Universidad de Bristol - UK, en
cabeza del profesor Peter Buniss, velocidad que corresponde a una velocidad de
aterrizaje y despegue de aeronaves (V/STOL – Vertical short takeoff and landing),
típica de los túneles de viento alrededor del mundo.
En este documento se describe la metodología del diseño definitivo del túnel,
como producto de un proceso iterativo. En el Capitulo 3 se encuentra: el diseño
hidráulico del sistema, mapas del túnel, diseño de cada componente. En el
2
Capitulo 4: fabricación de la estructura del túnel, diseño del ventilador, validación
y comprobación de factores de pérdidas. En el Capitulo 5: las conclusiones
respectivas del diseño y la construcción del túnel, que esta en proceso. En los
anexos se encuentran todas las características de diseño, memorias de cálculo y
planos respectivos del túnel. Todo esto soportado por software para el análisis de
elementos finitos, tanto en modo estructural como en fluidos, lo que permite
reducir la incertidumbre sobre los cálculos del diseño.1
1 Para mayor conocimiento sobre los tipos de túneles de viento visitar la pagina web: http://navier.stanford.edu/bradshaw/tunnel/index.html
3
2. OBJETIVOS
El objetivo principal del proyecto es la Aplicación de conceptos de ingeniería en
el desarrollo de una herramienta de investigación - Túnel de Viento para la
Universidad de los Andes. Para el logro de éste objetivo, se proponen unos
objetivos específicos que comprenden, el diseño y desarrollo de un túnel de
viento para la investigación y enseñanza en mecánica de fluidos, diseñar y
especificar los componentes y materiales del túnel basados en teorías,
estándares y simulaciones computacionales. Adicionalmente a estos objetivos
se verifica la manufactura del ducto del túnel de viento y la comprobación
experimental mediante ensayos en un banco de prueba, de las posibles
condiciones en la sección de pruebas. El alcance de este proyecto NO cubre la
instrumentación, calibración y puesta en marcha del túnel de viento.
4
Las bases conceptuales descritas en este capítulo, son principalmente las
relacionadas con la estimación de factores de pérdidas de presión asociados
con los componentes del túnel de viento (Figura 1) y que dimensionan la
potencia requerida a través de teorías y experimentos realizados por otros
constructores de túneles de viento. Así mismo estos estimativos de factores de
pérdida de presión, determinan la geometría y tamaño del túnel que por ende
debe estar asociado con el diseño para la manufactura del mismo. Este marco
teórico se subdivide en el diseño hidráulico (estimación de pérdidas de presión)
y diseño de manufactura (cómo se especifican las componentes de acuerdo
con diseño hidráulico).
Figura 1. Esquema de los componentes de un túnel de viento
5
3.1. DISEÑO HIDRAULICO
Con el fin de obtener la potencia hidráulica requerida para dar movimiento al
aire a la velocidad de 60m/s, se evalúan cuantitativamente las pérdidas de
presión asociadas con cada uno de los elementos del túnel, tales como:
difusores, esquinas, álabes directrices, mallas, honeycombs y contracciones.
Esto se basa en la previa cuantificación de los factores de pérdidas de
presión2 en ductos (ya que en pocas palabras el túnel es un ducto) que están
asociados con pérdidas como factores de fricción de Darcy-Weissbach (f) o
con pérdidas menores (K), factores que hacen parte de la ecuación de
conservación de Momentum, que se resume en la ecuación del científico suizo
Daniel Bernoulli.
PérdidasPdinPst =+
Estas dos presiones son la presión estática y la presión dinámica del fluido,
que cuando son medidas sobre un ducto y con referencia a la atmósfera
(presión manométrica) se traduce en la ecuación de uso más general para los
cálculos hidráulicos de flujo viscoso en tuberías.
++++=++ ∑K d fL
g VvghPvghP 22
2 111 ρρρρ
2 Se recomienda revisar al lector : WHITE. Frank , Fluid Mechanics , Fifth Edition , ed MCGraw-Hill , New York , NY USA 2004. Cap 6,7 y 8
6
El procedimiento de cálculo de las perdidas de cada componente del túnel es:
• Velocidad y área en la sección de pruebas.
• Dimensionamiento del ducto.
• Contabilización del factor de pérdida.
• Calculo de perdida de presión por ecuación de conservación de
momentum en flujo viscoso en tuberías.
Cada uno de los componentes del túnel de viento (Figura 1) tiene asociado un
factor de pérdida, cuyo fundamento conceptual se describe a continuación.
3.1.1. Diseño Hidráulico del Difusor.
El difusor es un ducto cuya entrada es más pequeña que la salida, lo que
permite que haya una recuperación de la presión del fluido por una
disminución de la energía cinética del fluido (velocidad). Esta condición
permite recuperar las pérdidas de presión asociadas con el bloqueo de la
sección de pruebas por parte del objeto a experimentar. Los hay de tipo
circular y rectangular, con un ángulo de expansión θ para el cual existen
diferentes criterios de selección [3]. La presencia de una súbita expansión
del ducto y un aumento progresivo de la presión en dirección del flujo ,
7
hacen que exista un diferencial de presión mayor que cero , que se conoce
como presión adversa, esto es, porque los esfuerzos cortantes que existen
entre el fluido y la pared del ducto (capa límite) empiezan a ser mayores
creando un punto donde a determinadas condiciones, conllevando a un
cambio repentino de la dirección de la velocidad; este fenómeno es
conocido como “backflow” o reflujo y conduce a la separación de la capa
límite del fluido y pérdida de sustentación (stall) del difusor, generando
vórtices que crean una disminución de la efectividad del difusor para
recuperar presión.
La condición mencionada anteriormente se ha estudiado extensamente,
que para el caso de túneles de viento los profesores Bradshaw y Metha [4] ,
sugieren que para controlar este fenómeno, el ángulo máximo de expansión
del difusor debe ser menor de 5° por cara o 10 ° en total . Esta condición
acota la longitud del diseño del difusor de acuerdo con la máxima eficiencia
Hi He
L
2θ
θ
8
posible. En la gráfica 1 se exponen los criterios que se deben tener en
cuenta para la selección del difusor. Estos se basan en la suposición de una
longitud del ducto L, su relación L/W1 (Longitud / ancho del túnel) y un
ángulo máximo de apertura (2θ), para estar dentro de la zona de no
separación de capa límite.
Gráfica 1. Condiciones de diseño de un difusor
Tomada de: WHITE. Frank , Fluid Mechanics , Fifth Edition , ed MCGraw-Hill , New York , NY USA 2004.
El proceso por el cual se especifican las características geométricas y
dinámicas del difusor, inicia a partir de unas dimensiones a la entrada, a la
salida, la longitud y el ángulo de apertura (menor de 10°), valores obtenidos
9
de la gráfica 2, en la zona de “No Stall” o pérdida de sustentación.
Posteriormente, con estas dimensiones y con las condiciones de velocidad
y presión, se evalúa su eficiencia, si ésta es baja se rediseña y se obtiene
un nuevo conjunto de dimensiones. Las pérdidas asociadas con la fricción
(f) del fluido con el ducto, son determinadas mediante el diagrama de
Moody [5] para una rugosidad relativa de las láminas de acero (material
mas común en la fabricación de ductos) [6]. En el caso del túnel de Viento
para el edificio Mario Laserna, el tamaño de los difusores es proporcional al
tamaño del túnel, que a su vez está limitado por el espacio de
confinamiento de éste, ajustando así la máxima posible recuperación y la
eficiencia del difusor. El siguiente ejemplo ilustra como se hacen los
cálculos hidráulicos del difusor para obtener las dimensiones y la medida
de recuperación de presión:
θ
θ
10
El coeficiente de recuperación de presión Cp es una medida del desempeño
del difusor que puede estar asociado con un porcentaje de desempeño, el
cual se considera aceptable con valores superiores al 80%, pero para los
difusores utilizados en túneles de viento, debe ser mas alto, esto se debe a
que no existe certeza en el futuro cuál es el máximo tamaño de los
elementos que han de ser analizados en la sección de pruebas y menos
aún cúal es la pérdida asociada a ellos. Es por esto que los difusores deben
proporcionar un máximo de recuperación de presión, razón por la cual aquí
se plantea una solución inversa, es decir se parte de un factor de
recuperación de presión de 90%, y se obtiene el ángulo de apertura y las
dimensiones de salida del difusor. (Anexo B).
°= = = = =
=
==
θ mWe
mWi mHe
mHi mL
ARC ssfrictionlep
Bajo estas condiciones y con la garantía de no separación de la capa límite
por el ángulo dentro de los márgenes menores de 5°, se espera que el
desempeño o la recuperación de presión, sea alta.
11
Se puede asociar la eficiencia del difusor a la medida de la transformación
de presión dinámica en presión estática del túnel [7].



−
ρ η
El diseño de un túnel de viento puede contener uno o más difusores para la
recuperación de presión, inclusive los ductos esquineros de algunos túneles
de circuito cerrado hacen el uso de esquinas expansivas (difusores) [8]. En
el túnel aquí propuesto se ha optado por el uso de dos difusores simples.
El coeficiente de pérdidas menores asociado con el diseño del difusor es el
resultado de la relación entre los diámetros hidráulicos propios del diseño y
el coeficiente de recuperación de presión (Cp).
0303.0
0244.0
1
2
1
3.1.2. Diseño Hidráulico de los Ductos Esquineros.
Las esquinas son elementos que cumplen la función de cambiar la dirección
del flujo, la misma función de los codos en una tubería circular. No obstante
estas esquinas a pesar de que son ductos con una entrada y una salida los
12
hay de diferentes configuraciones. Los ductos pueden ser rectos o curvos en
la parte exterior (Figuras 3 y 4) igualmente, la sección interna puede ser recta
o curva, esto es referente a la configuración geométrica del sistema. En si
para aplicaciones de túneles de viento, es conveniente que estas esquinas
sean curvas en ambos extremos, porque evita el estancamiento del flujo que
se produciría si en un extremo externo usara una esquina a escuadra.
Igualmente la parte interna debe ser circular, por cuanto permite que no haya
un giro repentino del fluido, se generen vórtices y en consecuencia un
aumento en el diferencial de presión.
Figura 3. Ducto recto internamente - recto externo
Las Figuras 3 y 4 son simulaciones realizadas en un paquete CFD (Computer
Fluid Dynamics). Estas simulaciones ilustran el comportamiento del fluido en
13
las configuraciones de esquina recta interna – recta externa (Figura 3) y la
configuración de la esquina curva interna – curva externa (Figura 4).
Figura 4. Ducto curvo internamente - curvo externo
Como se puede observar en la simulación por computador, la comparación
de la configuración recta-recta vs. la configuración curva-curva , en la primera
se presenta estancamiento y posible separación del flujo , mientras que en la
última se presenta un giro uniforme pero a su vez una sustancial disminución
de la velocidad en la curva interna sin generar la separación de la capa límite
del flujo. En términos constructivos la configuración de la esquina curva
externa para grandes dimensiones es costosa por el uso extensivo de
soldadura que adicionalmente puede deformar la lámina.
14
El diseño hidráulico de estos ductos esquineros lleva de modo implícito el uso
de álabes directrices, a los que se les asigna un coeficiente de pérdida (K).
Estos álabes son utilizados con el fin de dirigir el flujo sin riesgo de
separación de la capa límite. Barlow [3] sugiere que este factor de pérdida
sea igual al que se produce en un codo de tubería de sección circular sin
álabes directrices. Este valor es:
15.012.0 −=K
3.1.3. Diseño Hidráulico de Álabes Directrices.
El diseño de estos álabes directrices influye en la magnitud de las pérdidas
asociadas con los ductos esquineros. “Todo fluido que es deflectado produce
pérdidas en términos de presión y perturbación en el estado del
movimiento”3, significando esto que las fuerzas generadas por el cambio en
la dirección del flujo crean perturbaciones, que dependiendo del ángulo de
giro generaran vórtices, reflujo o desprendimiento de la capa límite,
modificando en esencia el perfil de velocidad haciéndolo no uniforme, eso sin
contar que estas perturbaciones dan cabida a una gran pérdida de presión.
Los estudios realizados sobre el desempeño del diseño de éstos, datan de
los años 30 y de los 50 [9]. Los diseños utilizados van desde el uso de una
3 National Advisory Committee for Aeronautics – Technical Memorandum No. 722 Guide vanes for deflecting fluid currents with small loss of energy
15
simple placa curvada hasta perfiles alares [10]. El que se utilice determinado
diseño, radica en su costo y posibilidad local de manufactura e instalación,
además de los factores intrínsecos del desempeño esperado.
Los álabes directrices son diseñados de acuerdo con factores dimensionales
y dinámicos. Entre los factores dimensionales que determinan el tipo y
tamaño del álabe, está la relación de aspecto del ducto esquinero, expresada
como:
6> − −=
Esta relación de aspecto determina la proporcionalidad entre la envergadura
de los álabes con el número total de ellos. Según Metha [4] se requiere que
esta relación sea mayor de 6, para el caso del túnel de viento de la
Universidad de los Andes, esta relación de aspecto es de 8.
Otro factor dimensional que condiciona la eficiencia del álabe es la distancia
entre ellos que se conoce como “gap”, relación que conjuntamente con el
tamaño de la cuerda del álabe determina el número de álabes necesarias
[1][9]. Se recomienda que la relación gap/cuerda sea de 1:3 o menor [2].
Los factores dinámicos, son referentes a la eficiencia evaluada en términos
de arrastre, es decir un perfil aerodinámico puede ser una placa curvada o un
ala. El perfil alar posee una mayor eficiencia, es decir tiene menor arrastre,
por el contrario la placa curvada produce mayor arrastre y en consecuencia
16
mayores pérdidas de presión. La manufactura de un perfil alar requiere de
procesos especializados que son proporcionales al costo del mismo, mientras
que una placa curvada requiere de un proceso de manufactura simple. En
consecuencia debe existir un equilibrio entre el diseño y su manufactura; esto
conduce a que el diseño que cumple esta condición, es una placa curvada
con la forma de un perfil alar.
El ángulo de ataque es otro factor dinámico con el cual se han diseñado
perfiles alares que en la zona de máxima presión adversa, no desprenden la
capa límite del fluido, siempre y cuando el ángulo de ataque α sea de 55° a
58°, siendo el ángulo óptimo de ataque, 56°30’.
3.1.4. Diseño Hidráulico Campana de Contracción.
La campana de contracción es una tobera, que esta diseñada para acelerar el
fluido a la velocidad esperada en la sección de pruebas. Posee un ángulo de
contracción de mínimo 25°. Una característica destacable de esta sección, es
el hecho de que determina en gran medida la intensidad de turbulencia en el
fluido, conllevando a que las variaciones de velocidad media en dirección del
flujo, se disminuyan. Otra característica distintiva es la relación de contracción
de áreas, que en la mayoría de los casos llega a ser de 20 a 1, siendo este
último el área de la sección de pruebas, sin embargo para fines de túneles de
viento del tipo educativo y de experimentos pequeños esta relación varia entre
17
9:1 hasta 5:1, de hecho esta condición esta ligada a una longitud tal que exista
un compromiso entre ésta y el crecimiento de capa límite.
El fluido en la campana de contracción esta en un medio con presión
decreciente (gradiente favorable). La condición de separación de capa límite no
se presenta en esta sección, pero si puede existir el crecimiento de la misma,
que en la siguiente sección (zona de pruebas) se puede dar este fenómeno, si
encuentra condiciones tales como esquinas rectas u objetos de prueba
grandes. En consecuencia el diseño debe tener una curvatura en una longitud
tal, que no cause el estancamiento del fluido (longitud corta) o que lo acelere
lentamente propiciando el crecimiento de la capa límite (longitud larga).
La posibilidad de estancamiento del fluido genera un incremento en la pérdida
de presión, además de que el perfil de velocidad puede verse eventualmente
deformado por esta condición, reduciendo el área efectiva en la sección de
pruebas. Esta condición de diseño debe ser solventada mediante el uso de un
perfil en la campana que no permita ni el estancamiento masivo ni una
reducción del área efectiva, buscando además que el crecimiento de la capa
límite este controlado.
Para evitar el crecimiento de la capa límite, el diseño de esta sección debe ser
realizado mediante la utilización de polinomios de más de 3er [11] orden en la
configuración de la curvatura de la campana.
18
Según los criterios de separación de capa límite en 2-D de Stradford [11] y
mediante el uso de un polinomio de 3er orden en el diseño de la entrada de la
campana y un polinomio de 8vo orden a para el diseño de salida (Anexo C), se
han obtenido dos ecuaciones de curvatura que permiten determinar la curva de
la campana (Gráfica 2), con las condiciones de Altura de entrada Hi , Altura de
salida He , longitud del ducto L y Radio de contracción CR.
mxmxxy
mxmxy
04.11315.0175.0
Gráfica 2. Perfil desarrollado de la curvatura de la campana
19
El coeficiente de pérdidas menores asociado con este componente es debido
en su mayoría a la fricción del fluido con las paredes.
0114.032.0 1
== Dh LfK
El total de la pérdida de presión no se debe exclusivamente a esfuerzos
cortantes del fluido con la superficie de la campana, sino que ésta “pérdida” es
debido a la transformación de energía potencial (presión estática) a la
conversión en energía cinética (presión dinámica).
3.1.5. Diseño Hidráulico del Honeycomb.
Las variaciones de velocidad transversal, ocasionadas por el continuo cambio
de dirección del aire, hacen que tengan efectos en la velocidad en dirección
del flujo, esto significa que hay componentes de velocidad diagonales que por
sus características de angularidad son indeseables en la sección de pruebas y
que ocasionan un aumento en la intensidad de turbulencia del fluido. Es por
este hecho que se instalan componentes conocidos como honeycombs que en
sus distintas configuraciones (Figura 5), generan un alineamiento de las
componentes de velocidad longitudinal hasta ángulos máximos de incidencia
de 6°.
Figura 5. Configuraciones de Honeycomb.
Tomada de : BARLOW, Jewel et al. Low-Speed wind Túnel Testing , ed. John Wiley And
Sons 3rd Edition , New York , NY USA 1999.
Para que estos elementos no sean un bloqueo al flujo y produzcan grandes
pérdidas de presión, son colocados en las secciones de baja velocidad
minimizando la fricción del objeto con el fluido. Además para minimizar las
pérdidas por la presencia de éste dentro de la corriente del fluido, se necesitan
unas características desde el punto de vista constructivo únicas, un espesor de
pared de la lámina de 0.2 a 0.5 mm y un diámetro hidráulico del orden de 10
mm, además de esto se recomienda que la longitud del honeycomb sea de 9 a
10 veces el diámetro hidráulico de conducto.
Según Bradshaw [3], las pérdidas de presión asociadas con éste, son
proporcionales a un factor de pérdidas de 0.2 a 0.8.
8.02.0 −=K
3.1.6. Diseño Hidráulico para la selección de Mallas.
Las mallas son empleadas para minimizar las variaciones en la velocidad
longitudinal debido a las variaciones de velocidad transversal. Estas, crean su
propia turbulencia que cuando son utilizadas en distintas configuraciones
generan pequeñas turbulencias que “apaciguan” la turbulencia general del
fluido llevándolo a un estado donde las variaciones de velocidad son muy
bajas.
Las mallas por su condición, son muy parecidas al honeycomb. En efecto
autores sugieren que no es necesario el honeycomb mientras se tenga la mejor
combinación de las mallas [12].
Las mallas en esencia son cuerpos inmersos en un fluido, no deben ser vistos
como bloqueos al flujo en un canal cerrado, sino un cilindro de diámetro muy
pequeño y extensión “infinita” por el cual pasa aire alrededor. Por esta
condición se le asocia un numero de Reynolds desde 40 hasta 300, por encima
de Re=100, se llama condición súper critica y la malla en este caso se
convierte en un generador de turbulencia, condición deseada para minimizar
las variaciones de velocidad. Por debajo de Re=45 el régimen es láminar o
sub-crítico y la fricción se convierte en un problema, pues la presión cae
rápidamente, disminuyendo ostensiblemente la intensidad de turbulencia a
diferencia en un régimen super-crítico.
22
υ ud=Re
Cuando se especifican las mallas a utilizarse hay que tener en cuenta los
siguientes factores, que son: la solidez de la malla S, el área abierta OA ó
porosidad β , el tamaño de la malla N (mesh/in) ó M (distancia entre hilos en
mm). Con estos factores y la velocidad en este punto es posible determinar la
intensidad de turbulencia y el factor de pérdidas. Las mallas disponibles en el
mercado nacional son comercializadas por el “mesh size” o N que es el número
de agujeros por pulgada lineal y por lo general por encima de 20 mesh son
múltiplos de 10 , ej. 30 , 40 , 50 , 60 , 100 …etc.
Con base en estos parámetros y según las ecuaciones descritas a
continuación se ha determinado el tipo de malla.
100*)1( 2
−= −=
=
Generalmente, la pérdida de presión debido a las mallas es determinada por
medio de experimentos.
El ángulo de incidencia y el ángulo de salida (Gráfica 3) del fluido frente a la
malla, están relacionados mediante el índice de refracción,α , que va desde 0
hasta 1.
Gráfica 3. Incidencia del viento sobre la malla
Tomada de : BARLOW, Jewel et al. Low-Speed wind Túnel Testing , ed. John Wiley And
Sons 3rd Edition , New York , NY USA 1999.
Este a su vez, se ha determinado mediante relaciones empíricas, que está
relacionado con el coeficiente de pérdidas de presión en la malla.
01 1.1 K+
=α
Este Ko se relaciona con la porosidad de la malla β .
2
1
M dβ
Donde d es el diámetro del alambre y M la separación entre alambres.
2
2
β β−= dfK
Esta función )(Redf =0.5 es constante para valores de Re>100 y S= 0.3-0.4.
24
También es importante tener en cuenta que las mallas deben estar separadas
por una distancia mínima de 500 diámetros del alambre predecesor, para
minimizar la interacción mutua.
La variación de la velocidad media en dirección del flujo está determinada
mediante la relación del ángulo de refracción y el coeficiente de pérdida de
acuerdo con la ecuación:
α αα
La variación de la velocidad en dirección perpendicular a ésta, causante del
aumento o disminución de la intensidad de turbulencia es:
01
2
=
Es indispensable comprender que la reducción de la intensidad de turbulencia
es el producto de cada malla y el aumento en la caída de presión es la suma
individual del coeficiente de pérdidas de presión. Para simplificar los términos,
la combinación de varias mallas produce el efecto de actuar como una sola
malla, con un coeficiente de pérdida de presión que es igual a la suma de los
coeficientes individuales y la intensidad de turbulencia es el producto de la
disminución en la intensidad de cada una.
25
Se asumen valores de coeficiente de pérdida de presión dependiendo del
tamaño de la malla de:
25.00 −=K
2 02
1 uKPst ρ=
Donde ( stP ) es la presión estática medida y (u) es la velocidad media medida,
que se relacionan por medio de la densidad (ρ ) y el coeficiente de pérdida de
presión Ko.
La intensidad de turbulencia medida a una distancia, x, de donde se encuentra
la malla es:
3.1.7. Diseño Hidráulico de la Sección de Pruebas.
Aún cuando las condiciones sobre la sección de pruebas en lo que se refiere a
dimensiones y a velocidades ya habían sido predeterminadas, las condiciones
de intensidad de turbulencia y el perfil de la velocidad en ésta, aún deben ser
establecidas en el momento en que se realice la calibración del túnel. Cabe en
26
este apartado indicar que una intensidad de turbulencia aceptable es del orden
de 0.05%, en este caso se esta buscando obtener un valor bastante bajo del
orden 0.01%, mediante la combinación de mallas y una campana de
contracción con un perfil optimizado.
Es importante recalcar que la sección de pruebas tiene unas dimensiones
especificadas como 1m de ancho x 1 m de alto x 2 m de largo. El uso de
ángulos a 45° (chaflanes) en las esquinas reducen el área transversal en la
sección de pruebas evitando la separación capa límite o vórtices por la
presencia de componentes transversales en capas límites perpendiculares a
las esquinas. Este diseño achaflanado (Figura 6) se utiliza par evitar ángulos
rectos y se extiende desde la campana de contracción hasta la primera
sección del primer difusor pasando por la zona de pruebas.
Figura 6. Chaflán a 45° en el diseño del túnel de viento
27
Las pérdidas asociadas a esta sección son exclusivamente debidas al modelo
en prueba; se estima que para un modelo que cubra el 20% del área, el
coeficiente de pérdida debe ser de:
3.1.8. Transición, secciones de alargamiento y sección de
asentamiento.
La transición es un componente que permite transformar de sección cuadrada
a sección circular de área más pequeña, opera esta como una tobera pequeña
que envía el flujo al ventilador.
Las secciones de alargamiento, son secciones cuadradas rectas que permiten
variar la altura y ajuste del túnel. En esta sección se localizan unas compuertas
para eliminación de aire caliente, en el caso que se este utilizando el túnel por
largo tiempo y permite ser el sistema de purga del túnel cuando se utilicen
generadores de humo.
La cámara de asentamiento es la sección antes de la campana de contracción
y permite alojar elementos como mallas y honeycomb, además de que es la
sección de área igual, mas larga del túnel y como su nombre lo indica permite
un asentamiento del fluido.
28
Las pérdidas de presión asociadas con estos ductos, provienen de la fricción (f)
del aire con la lámina de acero.
La mayoría de las pérdidas de presión están asociadas con los componentes
anteriormente descritos. No obstante las uniones entre los componentes y los
“defectos” propios de la construcción pueden llegar a constituir un porcentaje
significativo en la pérdida total de presión.
Una vez definidas las pérdidas de presión y la potencia hidráulica requerida para
tener un caudal de aire de 60m3/s, se pueden especificar las características
aerodinámicas y de potencia del ventilador [13] (Tabla 1).
29
Pérdidas Total
Componente K f V(m/s) (Pa) P2-P1 (Pa) dP (Pa) Pacum
(Pa) Fin Contracción 0.0000 0.0000 60 0.0 -1549.0 -1549.0 -1549.0 Fin Secc. Prueb. 0.1200 0.0000 60 190.1 0.0 -190.1 -1739.1 Difusor 1 0.3000 0.0244 19.04 60.3 1424.4 1364.1 -375.0 Malla de Seguridad 0.2000 0.0000 19.04 31.9 0.0 -31.9 -406.9 1ra Esquina 0.0000 0.0340 19.04 4.7 0.0 -4.7 -411.6 Alabes D. 0.1500 0.0000 19.04 23.9 0.0 -23.9 -435.5 Extensión 0.0000 0.0340 19.04 4.3 0.0 -4.3 -439.8 2da Esquina 0.0000 0.0340 19.04 4.7 0.0 -4.7 -444.5 Alabes D. 0.1500 0.0000 19.04 23.9 0.0 -23.9 -468.4 Transición 0.1000 0.0114 29.84 44.1 -232.3 -276.3 -744.7 Salida ventilador 0.0000 0.0114 29.84 3.5 0.0 -3.5 -748.2 Difusor 2 0.3000 0.0303 8.91 13.4 356.9 343.5 -404.7 3ra Esquina 0.0000 0.0550 8.91 1.6 0.0 -1.6 -406.3 Alabes D. 0.1200 0.0000 8.91 4.2 0.0 -4.2 -410.5 Extensión 0.0000 0.0550 8.91 0.4 0.0 -0.4 -411.0 4ta Esquina 0.0000 0.0550 8.91 1.6 0.0 -1.6 -412.6 Alabes D. 0.1200 0.0000 8.91 4.2 0.0 -4.2 -416.8 4 Mallas 8.4000 0.0000 8.91 293.7 0.0 -293.7 -710.5 Honeycomb 0.2000 0.0000 8.91 7.0 0.0 -7.0 -717.5 S. Asentamiento 0.0000 0.0114 8.91 0.2 0.0 -0.2 -717.7 Ini. Contracción 0.4000 0.0114 8.91 14.4 0.0 -14.4 -732.1 Total Pa -732.1
3.2. DISEÑO DE MANUFACTURA
La manufactura del ducto como tal, se hace bajo los estándares que han sido
utilizados para la construcción de ductos de aire acondicionado. Básicamente
en estos estándares se especifica la presión que se ha de controlar en el ducto
y a través de ésta se especifica, el largo de las secciones y el tipo de unión.
Los estándares SMACNA (Sheet Metal and Air Conditioning Contractors
Nacional Association, INC) son ampliamente utilizados por los fabricantes de
30
sistemas de aire acondicionado. Para este caso esencialmente se estudiaron
los estándares de ductos de Alta Presión [14].
Las dimensiones establecidas en el diseño hidráulico, son las dimensiones
esperadas del ducto, con base en las cuales se determina en las tablas del
estándar la distancia de separación de las uniones, el tipo de unión más apto y
el espesor de pared (calibre) de la lámina a utilizar.
Ejemplo: Con una presión de 4 in de agua (1000 Pa) y una dimensión (sección
transversal) del ducto de 73 in (1.85 m) a 84 in (2.14 m) se debe utilizar una
lámina calibre 16 smg. (1.61 mm) y unión tipo K cada 3 ft (0.91 m) de
separación; esta unión tipo K es una unión bridada mediante ángulos de acero
de dimensiones 2 in x 2 in (50.8 mm x 50.8 mm) de un espesor de 3/16 in
(4.76 mm), donde ésta es soldada o remachada al ducto y la unión
correspondiente entre ellas, unida por pernos de 5/16 in (7.94 mm). Así mismo
sugiere la separación de los agujeros que se han de utilizar para colocar los
pernos de sujeción; en el ejemplo cada 6 in (152.4 mm) se deben separar y
los primeros intervalos desde las esquinas de las bridas, deben estar a 4 in
(101.6 mm). El estándar también específica el uso de uniones permanentes, ya
sea de cordones de soldadura o de remaches, calientes o remaches de lámina
fríos. Adicionalmente el estándar sugiere el sistema de sellos, que en la
mayoría de los casos son resinas del tipo epóxico o derivados de polímeros
naturales (caucho).
31
En cuanto a los sistemas internos del ducto se habla también del uso de álabes
directrices. Estos son utilizados en los sistemas de aire acondicionado, su
modo de sujeción es explicado en la figura 7 del estándar SMACNA de alta
presión.
Figura 7. Posicionamiento de los álabes directrices según SMACNA.
Tomada de : High Pressure Duct Construction Standards, SMACNA 1975 , Vienna Virginia USA
La campana de contracción es un elemento del túnel que por su tamaño y sus
características debe ser fabricada en un material que no sea metálico. En la
mayoría de los casos se recurre a un sistema de estructura metálica, recubierta
con fibra de vidrio (FGRP).
32
4. CONSTRUCCION
Con base en los conceptos expuestos en el marco teórico y en sus referencias
bibliográficas, se diseñó y están siendo construidos todos los componentes del
túnel de viento. Estos componentes son las secciones del túnel, los álabes
directrices, las mallas, honeycomb y el ventilador.
Una vez establecidas las pérdidas de presión (Anexo A) de todos los
componentes del túnel, se procede a establecer el mapa del túnel (Gráfica 4).
Gráfica 4. Mapa de presión del túnel de viento
33
La Figura 8 muestra el recorrido del aire y la pérdida respectiva de presión.
Como se observa el difusor # 1 es el de mayor recuperación de presión. Con
un objeto en la sección de pruebas la diferencia de presión entre el final
(mallas) y el cero, es el valor de presión que tiene que suplir del ventilador.
Esta presión que suple el ventilador es proporcional a una potencia hidráulica y
asimismo a una potencia de un motor eléctrico.
Figura 8. Distribución de presiones a lo largo del túnel.
La curva determinada por el sistema (túnel de viento) contabilizando el objeto
de prueba y el cruce con la curva del ventilador, determina el punto de
operación del sistema, que es variable según las características del objeto que
se este probando y la velocidad del ventilador. Esto establece el punto de
operación del sistema. (Gráfica 5)
34
Gráfica 5. Curva teórica de rendimiento del ventilador vs. Curva del Túnel.
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
Caudal (m3/s)
Pr es
ió n
(P a)
4.1. DUCTO.
El ducto fue diseñado de acuerdo con los estándares SMACNA y ASHRAE
[16], bajo las condiciones de diseño mencionadas en el marco teórico. Se
encontró que el calibre de la lámina más apropiado es de 16 smg. (1.613 mm),
capaz de soportar las presiones sin deflectarse ni vibrar, de sección cuadrada
con excepción de la sección del ventilador, que es circular. La soldadura no se
ha recomendado por su efecto en la expansión térmica desigual de la zona
35
afectada por el calor de la soldadura [17], en vez de ello se utilizo remache en
acero.
Las uniones entre ductos son perfiles de acero en L, de 2 in x 2 in de un
espesor de 3/16 in y con pernos de 7/16 in. Las bridas se empalman utilizando
empaquetadura de caucho, que evita transmisión de vibraciones y fugas de
aire y los remates de las uniones de las láminas están selladas con resina
epóxica.
Una vez obtenidas las dimensiones generales del ducto (Anexo F), se
procedió a realizar una simulación estructural en un programa de computador
de elementos finitos (FEA), para determinar cuáles eran los puntos de mayor
susceptibilidad a falla estructural (Figura 9). Según estas simulaciones, el
componente de máxima sensibilidad a falla por nivel de esfuerzos elevados,
está en la sección de pruebas; como consecuencia de ésto se definió que la
estructura del túnel estará colgada en las uniones bridadas y la sección de
pruebas estará soportada y colgada.
36
Figura 9. Simulación estructural en FEA del túnel de viento.
4.2. DIFUSORES.
Los difusores El primero como el segundo, se sometieron a extensas
revisiones sobre sus características, desde el punto de vista de dinámica de
fluidos, a la vez que se hicieron simulaciones en un programa de elementos
finitos para fluidos (CFD) para determinar la recuperación de presión.
La recuperación de presión teórica del primer difusor es de 1430 Pa, en el
programa de elementos finitos se logro obtener una recuperación 2203 Pa, es
posible que esta discrepancia este asociada a que en el programa de
elementos finitos se simuló el difusor con una boca de entrada cuadrada y no
37
octagonal como es en el diseño final, no obstante las dimensiones y ángulo de
apertura son las establecidas por el diseño hidráulico. (Figura 10).
Figura 10. Simulación en CFD de la recuperación de presión del difusor.
En la Figura 11, la simulación muestra que no existe separación de capa límite
ni tampoco vórtices, esto se debe a que no existe una velocidad negativa. La
velocidad de salida del difusor está dentro del rango de velocidad estimada por
el cálculo hidráulico. Por ende la selección del ángulo de apertura es acertado.
38
Figura 11. Simulación en CFD del perfil de velocidad del difusor.
4.3. CAMPANA DE CONTRACCIÓN.
Al igual que los difusores, el diseño de la campana de contracción se simuló en
un programa de elementos finitos para fluidos (CFD) para determinar el área
efectiva, la velocidad y la presión. Se presto especial atención a la presencia
de zonas de estancamiento del fluido y se observo que no eran
significativamente grandes. Por ser esta, una campana en un gradiente de
presión favorable (presión decreciente) no existe el riego de separación de
capa límite y el crecimiento de la misma, que sí genera desprendimiento de ella
en el modelo, esta controlado (Figura 12.).
39
Figura 12. Simulación en CFD de la velocidad del flujo en la campana de contracción.
En la Figura 13 se muestra una simulación en CFD del cambio de presión en la
campana de contracción. Se observa que la presión asociada con el cambio
de velocidad por la contracción, es de 3400 Pa, por encima de la presión
estimada en el cálculo hidráulico (Anexo A), lo cual permite en términos muy
generales estimar que la aceleración del flujo es suficiente antes del objeto de
prueba.
40
Figura 13. Simulación en CFD de presión en la campana de contracción.
La construcción de este elemento como ya se menciono se hará en madera y
plástico reforzado con fibra de vidrio, este compuesto se ha de utilizar de la
siguiente manera (Figura 14) y existirá un esqueleto en tubería de acero de ½
in (12.7 mm) con la que se espera dar rigidez al conjunto.(Aporte Ing. Jaime
Loboguerrero) Esencialmente se utiliza la madera dentro del conjunto para
evitar la fabricación de un molde que se desperdicie, ya que el molde quedara
embebido dentro de la fibra de vidrio (Anexo F).
41
Figura 14. Composición y disposición del material de la campana de contracción
4.4. SOPORTES.
Como el túnel de viento es de disposición vertical, la parte superior ha de estar
suspendida del techo, para ello es necesario unos soportes que permitan
colgarlo. Con ayuda de INGEMON el constructor del túnel de viento, se
desarrollaron unos soportes, mediante perfiles de acero en C de 3 in x 1 in de
alto (76.2 mm x 25.4 mm) y un espesor de 3/16 in (4.76 mm ), los cuales van
soldados entre si (Fotografía 1). Así mismo este soporte va anclado a la viga
del techo, mediante unos pernos de expansión de ½ in (12.7 mm) en acero
grado 8. Así se rediseño y se agregó un ángulo a 45° de acero que une las dos
piezas verticales, con un tamaño mínimo de 2 in x 2 in. (Anexo D).
42
Fotografía 1. Perfiles en acero, para colgar el ducto con ángulo de 15 x 15 cm.
4.5. VENTILADOR.
El diseño del ventilador es el resultado de los cálculos de presión en el diseño
hidráulico, que determinan las características primordiales de éste, como son
velocidad de giro, cabeza de presión, número de aspas y el perfil más apto
para suplir la diferencia de presión ocasionada por los componentes del túnel.
También como parte del diseño, se realiza un cálculo del cono de salida del
ventilador (empenaje), del número y perfil de los álabes del estator del
ventilador. El estudiante de pregrado Santiago Caicedo con la colaboración del
Ingeniero Álvaro Pinilla, diseñó un ventilador [13] con una característica de
43
velocidad de 1150 r.p.m como velocidad de giro, un diámetro de 1.60 m, con
12 aspas, envergadura de aspa de 45 cm y una elevación de la presión
estática de 650 Pa (Gráfica 6.) lo cual da como resultado la utilización de una
potencia de 55 kW (75 hp) y 1200 r.p.m. El empenaje a utilizar tiene una
longitud de 1 m y un diámetro de 80 cm. También dentro del diseño se estimó
que el estator debe tener 11 aspas.
Gráfica 6. Curva teórica de rendimiento del ventilador @ 1150 r.p.m
0
100
200
300
400
500
600
700
800
0.0 10.0 20.0 30.0 40.0 50.0 60.0 70.0 80.0 90.0 100.0
Caudal (m3/s)
P re
si ón
(P a)
Tomada de: CAICEDO, Santiago, Diseño y fabricación de un ventilador axial para un túnel de viento, Proyecto de Grado de Ingeniería Mecánica, IM-2007-I-07
La hélice del ventilador será fabricada por un proceso de micro fundición en
aluminio y un posterior tratamiento de anodizado. A la fecha se tiene un
44
prototipo en escala 1:5 en aluminio, con el cual se obtuvieron las curvas de
rendimiento y se utilizaron para validar la teoría con la cual se obtuvo la curva
teórica de rendimiento mostrada en la Gráfica 6.
Fotografía 2. Ventilador en escala 1:5 del Túnel de Viento
4.6. SOPORTE VENTILADOR.
Las condiciones especiales de potencia del ventilador, número de aspas del
estator y tamaño del empenaje, requieren un diseño especial para el soporte
del motor que va acoplado al ventilador, pues como se muestra en la Figura 15
el cono o empenaje tiene que cubrir por completo al motor. Esta condición
permite un flujo uniforme sobre el empenaje ya que evita la pérdida de presión
45
por separación de capa límite, además de que el estator endereza mayor
cantidad de flujo, otorgando una eficiencia cercana a la esperada. Si a estas
condiciones se le suman las características del peso del ventilador más un
motor de 55 kW (75 hp), que pesa alrededor de 6000 N, se requiere de un
diseño compacto, robusto y que absorba gran cantidad de vibración del motor.
Figura 15. Montaje del rotor, estator, spinner y empenaje.
Se proponen dos diseños, para solventar los requerimientos presentados
anteriormente. El primero es usando una mesa donde se soporta el motor y
ésta ancla directamente al piso mediante unos largueros que son parte del
estator del sistema de rotor-estator ; el otro diseño hace el uso de unos anillos
de los cuales se desprenden radios y se sueldan a una lámina de un calibre 10
smg. (3.41 mm).
4.7. ÁLABES DIRECTRICES.
Los álabes directrices como ya se menciono, son los elementos que han de
direccionar el flujo en las esquinas, minimizando el arrastre y las pérdidas de
presión ocasionadas por el giro repentino del fluido.
Se encontró en el reporte 722 de la NACA [9], un perfil probado en los años 30
que estaba compuesto por una placa curvada con coordenadas especificas ,
este perfil Köber (Figura 16), no tiene mayores pérdidas de presión, siempre y
cuando el perfil sea fabricado con las dimensiones mas exactas posibles.
Sobre este, se realizaron simulaciones computacionales y se encontró que
existe una zona de alta presión (presión adversa) que hace que la capa límite
se haga mas grande, pero no se encontró evidencia de reflujo, ni tampoco de
vórtices que puedan llegar a generar el desprendimiento de capa límite. (Figura
17).
El perfil que podría ser utilizado para el túnel de viento seria el perfil Köber con
una longitud de cuerda de 50 cm para todas las esquinas y con una relación
gap/chord de 0.47 y con un ángulo de ataque de α = 56° 30’.
Para las esquinas 1 y 2 se utilizan 11 álabes directrices de los cuales uno
estará soldado en la parte mas baja de la esquina; para las esquinas 3 y 4 se
hará uso de 16 álabes de igual perfil e igual longitud de cuerda.
47
Figura 16. Álabe directriz con perfil Kröber.
Para la fabricación de éstos, debe utilizarse una plantilla y se le da la curvatura
(Anexo F) en unos rodillos. Para evitar que la lámina con la que estará
construido vibre (fenómeno de Fluttering), se hará uso de lámina calibre 16
smg. (1.61 mm), la misma que el túnel y se introducirá una lámina en la mitad
de la distancia de los álabes directrices que se encuentran en las esquinas
posteriores. Esta lámina será vertical y evitara este fenómeno.
48
Figura 17. Simulación de velocidad de los álabes directrices tipo Kröber.
4.8. HONEYCOMB Y MALLAS.
Estas se utilizan para disminuir la amplitud de la intensidad de turbulencia
debido a componentes transversales a la velocidad de flujo del fluido, pero así
mismo se busca uniformizar el flujo de viento en la sección de pruebas. De
estas características se ocupan las mallas y de linealizar el flujo el honycomb
a la vez que también uniformiza el flujo. De una selección cuidadosa de los dos
componentes, tipo de mallas y dimensión de honeycomb, se obtiene un
resultado satisfactorio en la intensidad de turbulencia en la sección de pruebas,
perfil de velocidad sin comprometer la caída de presión y distribución de
49
velocidad. Teniendo en cuenta que estos componentes son obstáculos al flujo
y proveen una pérdida sustancial de la caída de presión, se colocan en zonas
de baja velocidad, para que su influencia se la mínima posible.
Para determinar la influencia en la presión debido a las mallas se construyo un
ducto en polipropileno de 32 cm. de diámetro y 4.5 m de largo (Fotografía 3),
en el que se probaron distintas mallas disponibles en el mercado y unas
combinaciones de las mismas.
Fotografía 3. Banco de pruebas del ventilador y las mallas.
Las mallas de 8, 10, 30, 40 y 50 Mesh se caracterizaron una a una y sus
combinaciones en cuanto a la caída de presión (Tabla 2), velocidad de flujo e
intensidad de turbulencia. De igual manera se caracterizo un honeycomb
industrial.
50
En la Tabla 2 se consignan los resultados de estos ensayos. El experimento se
realizo midiendo en distintas posiciones radiales desde el borde: 2 cm, 4 cm,
7 m y 12 cm, a 84 cm aguas abajo y 95 cm aguas arriba. En estos puntos se
midió con un tubo de pitot marca Dwyer serie 160 la presión estática y la
presión dinámica. Así mismo en estos puntos se midieron con un anemómetro
de hilo caliente Extech 407001A (Anexo G), las variaciones de velocidad
durante 200 s y se determino la intensidad de turbulencia media, que se
relaciona mediante la ecuación:
V I σ =
La intensidad media, es la relación entre la desviación estándar sobre el
promedio aritmético de las velocidades. Se observo que el coeficiente de
pérdidas en función del tamaño de malla posee una relación de orden 3
(Gráfica 7).
51
Tabla 2. Cuadro de presiones, velocidades y coeficientes de pérdidas de cada malla y la combinación de ellas sin y con Honeycomb (HC).
MESH dP prom st (Pa)
V prom (m/s) K prom
8 21 6.8 1.14 10 28 6.2 1.74 30 37 5.3 3.38 40 52 4.9 4.90 50 67 4.4 7.96
8-10-30-50 109 2.4 8 - 10 - 30 - 85 3.5 10 - 30 - 76 3.8 10 - 50 - 86 3.1 30 - 50 113 2.8 10 - 40 - 78 3.4 10 - 40 HC 60 3.1 10 - 50 HC 71 2.8 40 -40 HC 69 2.6 40 -30 HC 66 2.7 HONEYCOMB 51 5.0
De la caracterización de las mallas, se pudo obtener una relación entre el tipo
(M) de malla y el coeficiente de pérdida de presión asociado, esta relación es
comparada con los resultados obtenidos por Lindgreen [12]. La comparación
con los pocos datos obtenidos por Lindgreen, muestra que los coeficientes de
pérdida medidos para las mallas estudiadas en el proyecto, son más altos,
probablemente debido al diámetro del alambre de las mallas que no
necesariamente es el mismo.
Gráfica 7. Relación tamaño de malla vs. Coeficiente de pérdidas.
Relacion Coeficiente de pérdidas vs. tamaño mesh
0.00
1.00
2.00
3.00
4.00
5.00
6.00
7.00
8.00
9.00
Mesh size (Mesh/ in )
Adicionalmente las mediciones de Lindgreen fueron hechas directamente en un
Túnel de viento y no en un banco diseñado exclusivamente para esta
aplicación. Pero a grandes rasgos se puede prever una tendencia similar de
crecimiento del coeficiente de pérdidas con respecto al tamaño de la malla. Así
mismo se pudo determinar con una incertidumbre del 1.7% la relación líneal
existente entre el coeficiente de pérdidas y la caída de presión.
Las mallas que poseen el coeficiente de pérdidas mas alto (40 y 50 mesh),
uniformizan más el flujo, pero a un costo en la caída de presión alto. Las mallas
53
más pequeñas 8 y 10 tienen una influencia mínima en el flujo. A modo de
ejercicio se probaron las mallas sin el Honeycomb, pues este seria un posible
escenario en el túnel de viento a escala real.
Las combinaciones de mallas que producen un mejor resultado en términos de
menor intensidad de turbulencia y caída de presión son la combinación 10 - 40
mesh y la combinación 10 – 50 mesh, siendo esta última la que produce menor
intensidad de turbulencia. Para esta combinación la intensidad de turbulencia
antes y después de las mallas se muestra en la Gráfica 8.
Gráfica 8. Variación de velocidad con la combinación de malla 10-50
mesh, medida antes y después de la malla
10 - 50 Mesh
54
La Gráfica 9 muestra el perfil de velocidad antes y después de la combinación
de las mallas. Este perfil es medido con el tubo pitot en las posiciones desde 2
cm hasta 12 cm del centro del ducto. Estos resultados muestran que las mallas
sí uniformizan el flujo y justifican la ausencia de un honeycomb.
Gráfica 9. Perfil de velocidad en el ducto con la combinación de malla
10 – 50 mesh.
0.00
0.50
1.00
1.50
2.00
2.50
3.00
3.50
Posicion radial desde el centro (cm)
ve lo
ci da
d m
ed id
a (m
Antes Despues
El Honeycomb es un elemento de pared muy delgada y su relación de aspecto
es bastante grande (Figura 18). En Colombia no se cuenta con procesos de
fabricación, razón por la cual se busco reemplazarlo con un elemento de
producción masiva, con características aerodinámicas y un coste bajo. Por esto
55
evoco por el uso de parrillas de ventilación, pues son modulares y delgadas.
Esta se caracterizo y se midió su caída de presión. La dificultad del uso de
estas parrillas, radica en que no es posible tenerlas en las dimensiones
deseadas 2.55 m x 2.55 m y 10 cm de largo.
Figura 18. Configuración de un honeycomb.
Tomada de: MATHEW, Jose, Design, fabrication, and characterization of an anechoic wind tunnel facility, a dissertation presented to the graduate school of the University of Florida in partial fulfillment of the requirements for the degree of doctor of philosophy University of Florida 2006.
56
5. CONCLUSIONES
La definición del diseño de un túnel de viento de circuito cerrado, se baso en que
los túneles de circuito abierto requieren unas condiciones de espacio y potencia
mayores, es por esto que en el túnel de circuito cerrado tiene menos influencia en
la calidad del flujo de aire el ambiente exterior. En consecuencia la potencia que
se requiere es menor para obtener velocidades equivalentes a los de los túneles
de viento de circuito abierto.
Las características de velocidad de 60 m/s y el tamaño de 1m x 1m x 2m, de la
sección de pruebas, determinaron las dimensiones de los componentes del túnel
de viento. Así mismo a cada uno de estos componentes corresponde un factor de
pérdida de presión, que se cuantifico con base en el cual se calculo un
requerimiento de potencia hidráulica para suplir las pérdidas propias del sistema.
Adicionalmente a las pérdidas propias del sistema, se le sumo la pérdida de
presión ocasionada por el objeto en prueba, cuyo límite se estableció en un 20%
de la dimensión de la sección transversal de la zona de pruebas. Esta condición
conlleva a una pérdida de presión máxima esperable de 450 Pa.
57
Del conjunto de pérdidas de presión dentro del túnel, la mayor caída de presión
proviene de los elementos en la sección de asentamiento. Estos elementos son, el
Honeycomb y la combinación especifica de las mallas utilizadas para la reducción
de la intensidad de turbulencia en la sección de pruebas.
Los dos difusores diseñados, poseen un coeficiente de recuperación de presión
del 90%. Este coeficiente asociado a la eficiencia del mismo, logra dar como
resultado una recuperación de presión teórica del primer difusor de 1430 Pa y del
segundo de 370 Pa.
Los estudios realizados en CFD para los difusores, muestran que la capa límite del
fluido no se desprende, validando la selección del ángulo de apertura de los
mismos, de 4° y 3.9° para el primer y segundo difusor respectivamente.
Se opto por un diseño de ductos esquineros, curvo internamente, curvo
externamente, siendo este diseño el más apto para manufactura. Conjuntamente
con los ductos, se diseñaron los álabes directrices, para minimizar las pérdidas
asociadas al giro a 90° del flujo.
Mediante CFD, se pudieron comprobar dos diseños de alabes directrices, estos
son un perfil alar curvado y una placa curvada con un perfil especial. El primero de
éstos, el perfil SA070.61 mostró en la simulación, disposición a generar vórtices
ocasionados por la curvadura del perfil y probablemente por la zona de influencia
58
del álabe adyacente. El perfil de placa curvada tipo Kröber no mostró
desprendimiento de capa límite ni vórtices, mas sí una disminución en la velocidad
de flujo en las 2/3 partes del recorrido del álabe. El número de álabes directrices
es de 11 parta cada uno de los ductos esquineros iniciales y 16 para cada uno de
los siguientes ductos. Posicionados con un ángulo de ataque de 56° 30’, con una
cuerda de 50 cm y separados entre ellos por una distancia de 24 cm.
El uso de polinomios de más de tercer orden en el modelamiento del diseño del
perfil de la campana de contracción, permitió definir un perfil de contracción
suave, manteniendo controlado el crecimiento de la capa límite, hecho que fue
comprobado mediante el uso de herramientas computacionales, CFD. Además de
esto se observo que la reducción efectiva en el área transversal a la salida de la
campana de contracción es mínima para las condiciones citadas.
El experimento para caracterizar las mallas y el honeycomb, mostró como
resultado final, que la combinación de mallas mas efectiva en la reducción de la
intensidad de turbulencia, es la 10-50 mesh ó 10-40 mesh, combinaciones que
minimizaron la intensidad de turbulencia de 3.99% a 0.61% y de 3.98% a 0.98%
respectivamente. No es conclusivo el efecto del honeycomb para la reducción de
la intensidad de turbulencia después de las mallas, porque para la combinación 10
– 40 mesh, la intensidad de turbulencia con el honeycomb disminuyo a 0.73%
mientras que para la otra combinación aumento a 0.98%.
59
La utilización de las mallas ha mostrado, que para uniformizar el perfil de
velocidad es posible prescindir de la utilización del honeycomb. Las mallas por su
característica de construcción, reducen las variaciones de velocidad transversal a
la vez que direccionan el flujo en sentido axial, uniformizando el perfil de
velocidad.
La dependencia entre las pérdidas de presión y el tamaño de la malla (M), se
pudo establecer con una regresión polinomial en la que la relación resultante es de
grado 3. Así mismo se pudo establecer con bastante precisión la relación lineal
existente entre el coeficiente de pérdidas de presión y la caída de presión estática.
Esta caída de presión para las dos combinaciones de mallas es de 480 Pa y 297
Pa respectivamente, para una velocidad de flujo de 8.9 m/s.
Haciendo uso de un programa de elementos finitos FEA en modo estructural se
comprobó cuáles son los sitios de la estructura de máxima susceptibilidad a falla,
estas son las uniones en la sección de pruebas.
A través de la utilización de estándares para el diseño y construcción de sistemas
de aire acondicionado, se obtuvo como resultado que la fabricación del ducto debe
hacerse en lámina de acero calibre 16 smg. (1.61mm), sin recurrir al uso de
pliegues, puntas de diamante o refuerzos, que hace del ducto un sistema robusto
y resistente. Así mismo a través de los estándares se pudo obtener un
60
conocimiento efectivo sobre cómo y cuáles son los métodos de sujeción del túnel y
de los álabes directrices.
Gracias al aporte de Ingemon, firma constructora del ducto del túnel se logro llegar
a un diseño de soporte robusto para colgar el túnel y mediante la utilización de
software para elementos finitos (FEA), se pudo determinar que los puntos de
soldadura entre los perfiles verticales y los horizontales son los que son mas
susceptibles a fallar por carga estática excesiva.
La forma recomendada para construir la campana de contracción es por medio
del uso de un compuesto entre madera, metal y FGRP (fibra de vidrio)
confiriéndole un acabado superficial liso, minimizando aún mas la posibilidad de
crecimiento de la capa límite. Además permite una fabricación en cuartos que son
más sencillos de ensamblar y transportar.
La propuesta de dos diseños para soportar el conjunto motor - ventilador, muestra
que se puede construir un conjunto que no oclusione el flujo de aire. Los puntos
más susceptibles de estos diseños a falla, son la unión entre la mesa y las
derivaciones.
La implementación de instrumentos en la sección de pruebas requiere
complementación del diseño, pero en términos generales lo que permanece es el
61
uso de los chaflanes a 45° que evitan el reflujo del aire o de desprendimiento de la
capa límite.
Como ejercicio de diseño y construcción del Túnel de viento, ha probado ser
desde el punto de vista de ingeniería, un logro sin precedentes para la Ingeniería
Colombiana.
62
6. BIBLIOGRAFÍA
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[28] SIEMENS, 2007 Nema and IEC Motors Selection and pricing guide. Alpharetta, GA USA.
Anexo A Tabla 3. Cuadro de Perdidas de Presión
Pérdidas Total
Componente K f A (m2) Dh (m) L (m) L acum.
(m) V(m/s) Re (Pa) P2-P1 (Pa) dP (Pa) Pacum
(Pa) Fin Contracción 0.0000 0.0000 1 1 0 4.32 60 3045685 0.0 -1549.0 -1549.0 -1549.0 Fin Secc. Prueb. 0.1200 0.0000 1 1 2 6.32 60 3045685 190.1 0.0 -190.1 -1739.1 Difusor 1 0.3000 0.0244 3.15 1.775 5.67 11.988 19.04 1715879 60.3 1424.4 1364.1 -375.0 Malla de Seguridad 0.2000 0.0000 3.15 1.775 0 11.988 19.04 1715879 31.9 0.0 -31.9 -406.9 1ra Esquina 0.0000 0.0340 3.15 1.775 1.53 13.518 19.04 1715879 4.7 0.0 -4.7 -411.6 Alabes directrices 0.1500 0.0000 3.15 1.775 0 13.518 19.04 1715879 23.9 0.0 -23.9 -435.5 Extensión 0.0000 0.0340 3.15 1.775 1.4 14.918 19.04 1715879 4.3 0.0 -4.3 -439.8 2da Esquina 0.0000 0.0340 3.15 1.775 1.53 16.448 19.04 1715879 4.7 0.0 -4.7 -444.5 Alabes directrices 0.1500 0.0000 3.15 1.775 0 16.448 19.04 1715879 23.9 0.0 -23.9 -468.4 Transición 0.1000 0.0114 2.01 1.60 1.75 18.198 29.84 2423679 44.1 -232.3 -276.3 -744.7 Salida ventilador 0.0000 0.0114 2.01 1.6 1.25 19.448 29.84 2423679 3.5 0.0 -3.5 -748.2 Difusor 2 0.3000 0.0303 6.73 2.59 7 26.448 8.91 1171955 13.4 356.9 343.5 -404.7 3ra Esquina 0.0000 0.0550 6.73 2.59 2.2 28.648 8.91 1171955 1.6 0.0 -1.6 -406.3 Alabes directrices 0.1200 0.0000 6.73 2.59 0 28.648 8.91 1171955 4.2 0.0 -4.2 -410.5 Extensión 0.0000 0.0550 6.73 2.59 0.6 29.248 8.91 1171955 0.4 0.0 -0.4 -411.0 4ta Esquina 0.0000 0.0550 6.73 2.59 2.2 31.448 8.91 1171955 1.6 0.0 -1.6 -412.6 Alabes directrices 0.1200 0.0000 6.73 2.59 0 31.448 8.91 1171955 4.2 0.0 -4.2 -416.8 4 Mallas 8.4000 0.0000 6.73 2.59 0 31.448 8.91 1171955 293.7 0.0 -293.7 -710.5 Honeycomb 0.2000 0.0000 6.73 2.59 0 31.448 8.91 1171955 7.0 0.0 -7.0 -717.5 Secc- Asentamiento 0.0000 0.0114 6.73 2.59 1.5 0 8.91 1171955 0.2 0.0 -0.2 -717.7 Ini. Contracción 0.4000 0.0114 6.73 2.59 2.82 1.5 8.91 1171955 14.4 0.0 -14.4 -732.1 Total Pa -732.1 P (milibars) 752.00 Dens (Kg /m3) 0.88 Power kW 21964 T (K) 287.00 E (mm) 0.05 Power hp 29
v (m2/s) 1.97E-05
Cálculo del Difusor 1.
Inicialmente se parte de unas dimensiones y se comprueba que el diseño cumpla los
requisitos de la Figura 19, para los cuales la condición es que el difusor no pierda
sustentación y su coeficiente de recuperación de perdidas sea el máximo.
Figura 19. Geometría del difusor
Las dimensiones de la entrada están fijas, siendo estas el tamaño de la sección de pruebas.
Dimensiones supuestas:
mW mH
mW mH
mm
tg
El ángulo no produce perdida de sustentación, ahora se evalúa el coeficiente de
recuperación de presión.
AR
ssfrictionlep
El coeficiente de recuperación de presión es aceptable, pero no lo necesario para hacer un
incremento de presión sustancial.
Rediseño
Se parte de mejorar el coeficiente de recuperación de presión al 90% o 0.9.
mHe HeHeHeWemA
m A
ARC ssfrictionlep
77.1 **16.3
1 19.0
= ===

−=
=−= −
−
Se establece el rango de la dimensión de salida (He) desde 1.77 m hasta 1.80m. Con estas
medidas se procede a establecer si el difusor no pierde sustentación y determinar el ángulo
de apertura.
mm
tg
Con la Gráfica 10 se establece cual seria la máxima longitud para evitar la perdida de
sustentación. Por encima de la línea a-a, existe el riesgo de separación de capa límite.
Gráfica 10. Condiciones de diseño del difusor.
Tomada de : WHITE. Frank , Fluid Mechanics , Fifth Edition , ed MCGraw-Hill , New York , NY USA 2004.
La delación L/Wi o L/Hi (es igual por ser de sección cuadrada) para este caso es de 5.44 o
5.5 y con el ángulo θ2 = 8 el difusor se encuentra dentro de la zona de No Stall o perdida de
sustentación.
Difusor 2.
El proceso de diseño del difusor 2 es similar, con la diferencia, que este la entrada es de
sección circular y no cuadrada.
Las características finales obtenidas son un rango que permite modificarlos sin variar el
°=
−=
= −=
= −=
E
E
311
Las ecuaciones polinomiales se parametrizan con respecto a la dimensión de salida He:
0212
2
22
3
32
4
42
5
52
6
62
7
72
8
822
Bajo las siguientes condiciones de borde se simplifica la ecuación:
Hi/2
1 7
CRa
Se crea una nueva variable X que es la relación entre la longitud donde se ha de hacer el
punto de unión y la longitud total, para este caso X=0.5 porque L=2.8m y xm=1.4m .
En este punto las ecuaciones n1 y n2 son iguales, con esto se determinan los términos a’s.