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1
TECNOLOGIE PER
L’ACQUACOLTURA
PROF. MASSIMO LAZZARI
Scuola di specializzazione in:
Allevamento, igiene, patologia delle specie
acquatiche e controllo dei prodotti derivati
Anno accademico 2007-2008
La movimentazione meccanica dell’acqua
1. Le pompe
2. Il dimensionamento di un impianto
3. La scelta delle pompe
Le pompe sono macchine che innalzano il livello energetico di un fluido,
trasformando energia meccanica in energia potenziale o cinetica.
Le pompe sono usate in acquacoltura per aumentare la pressione in un sistema
idraulico e quindi per forzare l’acqua a muoversi contro un gradiente di energia.
Sono utilizzate, ad esempio, per sollevare l’acqua ad una quota più elevata di quella
di partenza, vincendo la gravità, o per muovere l’acqua da un punto ad un altro,
vincendo le resistenze del percorso.
La corretta scelta della pompa per un determinato impianto idraulico rappresenta il
fattore chiave per rendere efficiente la trasformazione dell’energia.
Classificazione delle pompe idrauliche utilizzabili
in acquacoltura
2. Pompe volumetriche
� a lobi
� a vite
� a coclea
1. Pompe centrifughe, o a girante
� a chiocciola semplice o doppia, a diffusori
� flusso radiale, assiale, misto
� girante chiusa, semi-chiusa, aperta
� girante monocanale, bicanale, multicanale
� multistadio ad alta prevalenza (turbine)
� eliche ad alta portata
Pompe centrifughe
Le pompe centrifughe sono pompe “dinamiche”: ciò significa che usano la forza
centrifuga impartita all’acqua da una o più giranti per aumentare l’energia cinetica e la
pressione dell’acqua stessa.
La parte funzionale delle pompe centrifughe è la girante, che è collocata in una
struttura rigida entro il corpo della pompa.
L’acqua è aspirata dalla depressione che si viene a creare in prossimità del punto di
aspirazione, che coincide con il centro della girante, e riceve dalla girante una forte
accelerazione verso l’esterno, aumentando la velocità fino ad uscire in pressione dalla
bocca o mandata della pompa.
Struttura generale di una
pompa centrifuga
Parti elettriche:
� cavi alimentazione
� motore sommergibile
Parti meccaniche:
� sistema di recupero
� sistema di raffreddamento
� cuscinetti
Parti idrauliche
� vano girante
� aspirazione, mandata
Direzione del flusso
A seconda della direzione del flusso d’acqua prodotto in relazione all’asse di rotazione
della girante, le pompe possono essere classificate come radiali, assiali o a flusso misto.
a) radiali
l’acqua entra nella girante su un piano parallelo all’asse di rotazione ed esce ad un
angolo di 90°gradi.
b) assiali
la girante riceve e scarica l’acqua in un piano parallelo all’asse di rotazione.
c) flusso misto
la girante riceve l’acqua su di un piano parallelo all’asse di rotazione e la scarica ad un
angolo compreso tra circa 45° e 80° rispetto l’asse di rotazione.
2
Flusso radialeFlusso assiale
Flusso misto
Pompe ad elica
Sono costituite da un’elica mossa da un motore che solleva l’acqua con sollevamento
meccanico.
Sono pompe ideali per basse prevalenze ed alte portate.
Il fabbisogno di portata aumenta drasticamente quando aumenta la prevalenza, ad
esempio se viene ridotta la luce di scarico.
Le pompe ad elica a stadio singolo possono sollevare l’acqua con dislivelli non troppo
elevati, circa 8 metri al massimo. Tuttavia, accoppiando più stadi si può arrivare
anche a 40 m.
Generalmente queste pompe operano a basso regime di rotazione, tra i 100 e i 300 giri
al minuto. La velocità dell’elica è limitata dalla cavitazione all’estremità delle pale.
Poichè la velocità all’estremità delle pale aumenta con il diametro, più grandi sono le
eliche, meno veloci girano.
H
Q
Pompe ad elica (flusso
assiale):
Alte portate
Bassa prevalenza
H
QMedio-alte portate
Alta prevalenza
Pompe Centrifughe (flusso radiale):
Schema funzionale delle pompe centrifughe
punto di
aspirazione
mandata
girante
Forma del corpo pompa
a) chiocciola semplice
il corpo ha forma di spirale, la cui sezione aumenta gradualmente verso l’uscita. Il tasso di
incremento della sezione è disegnato in modo da ridurre la velocità dell’acqua in uscita e
di aumentarne la pressione.
La maggior parte delle pompe centrifughe a singolo stadio hanno il corpo a forma di
chiocciola e sono usate quando le pompe devono lavorare continuativamente al massimo
dell’efficienza.
b) chiocciola doppia
le pompe con corpo a doppia chiocciola sono usate quando è previsto che lavorino per
lunghi periodi al di sotto delle loro capacità totali.
c) a diffusori, o a palette fisse
le pompe a diffusori hanno sempre un corpo a forma di chiocciola, ma esso
presenta dei diffusori o palette fisse che servono a guidare il fluido riducendone la
turbolenza, e quindi migliorando l’efficienza e la pressione all’uscita.
3
Corpo a chiocciola semplice:impeller = girante,
eye of impellere = occhio della girante.Corpo a chiocciola doppia:double volute = doppia chiocciola.
Corpo con diffusori, o a palette fisse:stationary vanes = palette fisse
Tipo di girante
Le giranti vengono anche classificate come chiuse, semichiuse o aperte.
a) chiuse
le palette della girante sono racchiuse tra due piatti circolari di supporto delle palette
stesse. Queste giranti presentano la più alta efficienza per l’utilizzo con acqua pulita.
b) semichiuse
hanno le palette attaccate lungo la faccia di un piatto circolare. Dimostrano efficienze
intermedie tra quelle chiuse e quelle aperte ma non possono essere utilizzate con acque
troppo sporche.
c) aperte
la girante presenta le palette attaccate ad una piccola parte di una faccia del piatto. Lo
spazio tra le palette e tra le palette ed il corpo della pompa è molto ampio e questo
permette il passaggio di liquidi anche densi, con particolato di grosse dimensioni.
Girante chiusa Girante semichiusa
Girante aperta
palette
piatti
palette
piatto
palette
piatto
Collocazione di una
girante di tipo aperto
nel corpo pompa
Giranti di tipo
semichiuso e loro
collocazione nel corpo
pompa
Esempi di girante monocanale, bicanale e multicanale Pompe multistadio
Sono pompe disegnate per sollevare l’acqua da pozzi profondi. Sono definite multistadio
perché sono costituite da una serie di pompe centrifughe a stadio singolo collegate in
serie. Il primo stadio, il più basso, prende l’acqua dal pozzo e la spinge sul secondo;
l’ultimo spinge l’acqua in superficie. Queste pompe possono sollevare l’acqua da
profondità anche molto elevate aumentando il numero degli stadi in quanto ogni stadio
fornisce una quota di energia o pressione all’acqua.
La pressione totale è funzione del disegno del singolo stadio e del numero degli stessi.
L’efficienza dipende molto dal disegno della pompa in quanto ci sono perdite di attrito ad
ogni stadio.
Esistono due tipi di pompe multistadio
A) Motore esterno e corpo pompa sommerso. L’uso di questo tipo di pompa è limitato a
pozzi profondi non più di 15 – 20 m. Profondità superiori, infatti, sono difficili da
raggiungere in quanto è necessario mantenere l’asse che trasmette il moto perfettamente
verticale e centrato, ed esistono problemi legati anche alla torsione dell’asse.
B) Pompa con motore sommerso. Queste pompe si possono usare in pozzi di diametro
molto contenuto, anche solo 10 cm. Non vi sono limiti di profondità, l’unico problema è
costituito dal fatto che in caso di rottura è necessario sollevare tutta la tubazione di
mandata a cui è collegata la pompa.
4
A) motore emerso B) motore sommerso
Schemi costruttivi di pompe multistadio
motore
mandata
acqua
giranti
aspirazione
motore
aspirazione
giranti
mandata
acqua
H
QPompe in serie:
Si somma la
prevalenza
Resta costante la
portata
Esempi di installazione delle pompe
Pompe volumetriche
Le pompe volumetriche sono utilizzate
per la movimentazione di liquidi molto
densi e sono caratterizzate da alte
prevalenze e generalmente portate
inferiori alle pompe centrifughe
Pompe volumetriche a lobi
H
QBasse portate
Alta prevalenza Pompe volumetriche
a vite o coclea
Prestazioni delle pompe
Portata (Q)
La portata è il volume di fluido spostato nell’unità di tempo, quindi si misura in l/min, l/s,
m3/h, ecc. Nel sistema inglese sono in uso comunemente i gpm (galloni per minuto).
Prevalenza (H)
La prevalenza è la differenza tra il carico totale a valle e a monte della pompa stessa, cioè è
il lavoro eseguito dalla pompa per spostare il fluido. Si misura in m di colonna d’acqua.
Potenza alla pompa (WHP = Water Horse Power)
La potenza alla pompa è la potenza fornita dalla pompa per movimentare l’acqua (potenza
utile o erogata o fornita) e può essere misurata in kW con la seguente relazione:
K
HQWHP
ρ⋅⋅=
dove:
ρ = densità (per l’acqua ρ = 1 a 20°C)
K = coefficiente di trasformazione:
6,116 per WHP in kW e Q in l/min
0,102 per WHP in kW e Q in m3/s
Potenza al freno (BHP = Brake Horse Power)
La potenza al freno è la potenza che deve essere applicata da un motore all’asse della
pompa per muovere la girante ed impartire potenza alla pompa e quindi all’acqua (potenza
spesa o utilizzata o consumata).
La potenza utile fornita dalla pompa (WHP) è sempre inferiore a quella fornita dal motore
che la muove (BHP), perché parte del lavoro meccanico viene perduto, principalmente per
attriti interni.
Efficienza
Il rapporto tra potenza trasmessa dalla pompa, cioè in uscita dalla pompa, e la potenza al
freno, cioè in ingresso alla pompa, misura l’efficienza della pompa.
L’efficienza delle pompe centrifughe raggiunge valori massimi dell’85%
100(%) ⋅=BHP
WHPe
p
5
Esempio
Qual è la potenza al freno necessaria per muovere una pompa caratterizzata da
un’efficienza dell’85% ed inserita in un sistema in cui si vuole mantenere una portata di
0,025 m3/s con una prevalenza pari 57 m?
kWK
HQWHP 14
102,0
157025,0=
⋅⋅=
⋅⋅=
ρ
kWe
WHPBHP
BHP
WHPe
p
p 5,1610085
14100100(%) =⋅=⋅=→⋅=
Carico netto all’aspirazione (NPSH = Net Positive Suction Head)
Il carico all’aspirazione mette in relazione la pressione dell’acqua nel serbatoio di
aspirazione della pompa con la tensione di vapore dell’acqua. L’acqua nel tubo di
aspirazione della pompa si trova in tensione. Se la prevalenza totale all’aspirazione
corrisponde ad una riduzione di pressione nella pompa uguale o maggiore della pressione
di vapore dell’acqua, questa si trasformerà in vapore, formando bolle all’interno della
pompa. Quando le bolle d’aria raggiungono la girante subiscono una pressione tale da
determinare un rumore tipico di malfunzionamento e tale forza può rovinare la pompa
stessa. Il fenomeno prende il nome di cavitazione della pompa.
10,1 m
(1013 mbar)
A livello del mare e ad una temperatura dell’acqua di 15°C il massimo sollevamento
possibile dal lato aspirazione è di 10,1 m, ma per prudenza è consigliabile non superare
mai il 70% del carico all’aspirazione.
Questi valori variano con l’altitudine e la temperatura:
� al crescere dell’altitudine, diminuendo la tensione di vapore, diminuisce anche il carico
massimo all’aspirazione (risulta circa 5,8 m a 1500 m s.l.m.),
� all’aumentare della temperatura, diminuisce il carico all’aspirazione (a livello del mare
si riduce del 30% circa passando da 10 a 25°C).
Il massimo sollevamento possibile, però, si riduce ulteriormente a causa della presenza di
attriti o ostacoli lungo le tubazioni: queste quantità devono essere calcolate per arrivare a
determinare il carico netto all’aspirazione.
Curve delle prestazioni delle pompe
I dati relativi alle prestazioni delle pompe sono forniti dal produttore in una forma grafica
che mette in relazione la portata con la prevalenza, la potenza, ecc.
Ogni pompa presenta proprie caratteristiche che in genere si modificano con l’uso.
La curva prevalenza-portata evidenzia che la prevalenza diminuisce costantemente con il
crescere della portata. La prevalenza è massima a portata nulla, e questo valore è chiamato
prevalenza alla chiusura: tale valore deve essere noto per progettare il circuito idraulico
allo scarico della pompa, dal momento che le tubazioni devono resistere a tale prevalenza
quando tutte le valvole sono chiuse.
La curva efficienza-portata evidenzia che l’efficienza aumenta al crescere della portata
sino a raggiungere un valore limite, oltre il quale diminuisce. La forma della curva varia a
seconda del disegno della pompa, del diametro della girante, ecc.
pre
va
len
za
portataef
fici
enza
Le curve caratteristiche delle pompe
portata
pre
val
enza
Esempio: Portata = 120 m3/h, con prevalenza 9 m.
Altro esempio
6
Altro esempio Leggi d’affinità.
Quando cambia un parametro costruttivo o operativo di una pompa (es. diametro della
girante, velocità di rotazione, ecc.), vengono modificate anche le sue curve
caratteristiche. Così, ad esempio, modificare il regime di rotazione di una girante può
permettere all’utilizzatore di adattare la pompa a differenti condizioni di portata e di
prevalenza.
Variazioni di velocità di rotazione
dove N indica il numero di giri
della pompa e 1 e 2 indicano le
condizioni iniziali dopo la
variazione.1
212
N
NQQ =
3
1
212
=
N
NBHPBHP
Variazioni di
portata
Variazioni di
prevalenza
2
1
212
=
N
NHH
Variazioni di
potenza al freno
Esempio
Una pompa che lavora a 1750 giri scarica 3750 l/min con una prevalenza di 91,44 m. Il
valore originale del carico netto all’aspirazione è di 3,658 m ed il valore originario di
BHP è pari a 100 cv.
Calcolare i nuovi valori di: Q, H, BHP e NPSHr nell’ipotesi che la nuova velocità di
rotazione sia di 2000 giri/min.
min/7,42851750
20003750
1
212 l
N
NQQ ===
mN
NHH 42,119
1750
200044,91
22
1
212 =
=
=
cvN
NBHPBHP 149
1750
2000100
33
1
212 =
=
=
Variazioni di diametro della girante
Poiché cambiando il diametro si modifica la geometria della pompa, le equazioni
riportate danno un’idea approssimativa del cambiamento e sono valide quando il
diametro varia meno del 20%.
1
212
D
DQQ =
2
1
212
=
D
DHH
3
1
212
=
D
DBHPBHP
Variazioni della portata
Variazioni della prevalenza
Variazioni della potenza al
freno
Esempio
Una pompa ha una girante del diametro di 20,32 cm (8 pollici) e scarica 3750 l/min con
una prevalenza di 91,44 m. Il valore originale del carico netto all’aspirazione è di 3,658
m ed il valore originario di BHP è pari a 100 cv.
Calcolare i nuovi valori di: Q, H, BHP e NPSHr nell’ipotesi che la nuova girante abbia
un diametro di 19,05 cm (7,5 pollici).
351532,20
05,193750
1
212 ===
D
DQQ
36,8032,20
05,1944,91
22
1
212 =
=
=
D
DHH
39,8332,20
05,19100
33
1
212 =
=
=
D
DBHPBHP
Variazioni della configurazione delle pompe
Spesso il fabbisogno idrico in acquacoltura necessita elevate esigenze di portata e di
pressione che possono essere soddisfatte solo con l’impiego di più pompe.
Le pompe possono essere accoppiate in serie o in parallelo
Se le pompe sono collegate una vicino l’altra come in un comune sistema di
pompaggio, allora dovranno essere soddisfatte le necessità di carico netto
all’aspirazione NPSHa solo della prima pompa cioè quella posta più in alto. Ma se le
pompe distano l’una dall’altra deve essere considerato il carico netto all’aspirazione di
ciascuna pompa.
pompe in
serie
pompe in
parallelopompe in serie distanti: deve essere
calcolato il carico in aspirazione di
entrambe separatamente
pompe in serie vicine: si considera
il carico in aspirazione della sola
prima pompa
7
Pompe in serie (a+b)
a b
baba QQQ ==+
baba HHH +=+
baba BHPBHPBHP +=+
100)(
)(⋅
+
+= +
+
ba
bababa
BHPBHPK
HHQe
La portata totale
delle pompe in serie
non cambia, mentre
la prevalenza e la
potenza al freno
totali derivano dalla
somma dei fattori
delle singole pompe
portata
prevalenza
potenza al freno
efficienza
a
b
a+b
H
Q
Esempio
Calcolare la prevalenza totale, la potenza totale richiesta e l’efficienza del sistema che
prevede l’uso di due pompe A e B montate in serie per ottenere una portata totale di
0,0473 m3/s.
Mod. A Mod. B
Regime rotazione (giri/min) 1750 1750
Diametro girante (cm) 25,4 30,5
Prevalenza (m) 26,8 33,5
Efficienza (%) 83 78
Si ricorda che:
100(%) ⋅=BHP
WHPe
p
K
HQWHP
ρ⋅⋅=
100⋅=e
WHPBHP
100⋅⋅
⋅⋅=
Ke
HQBHP
ρ
kWKe
HQBHP
a
aa 15100
102,083,0
18,260473.0100 =⋅
⋅
⋅⋅=⋅
⋅
⋅⋅=
ρ
Quindi le potenze al freno delle due pompe risultano:
kWKe
HQBHP
b
bb 9,19100
102,078,0
15,330473.0100 =⋅
⋅
⋅⋅=⋅
⋅
⋅⋅=
ρ
Le prestazioni del sistema di pompe in serie risultano:
0473,0===+ baba QQQ
3,605,338,26 =+=+=+ baba HHH
9,349,1915 =+=+=+ baba BHPBHPBHP
%801009,34102,0
3,600473,0100
)(
)(=⋅
⋅
⋅=⋅
+
+= +
+
ba
bababa
BHPBHPK
HHQe
portata
prevalenza
potenza al freno
efficienza
Pompe in parallelo (a//b)
baba QQQ +=//
baba HHH ==//
baba BHPBHPBHP +=//
)(
)( ////
ba
bababa
PPK
SHQQe
+
+=
La portata totale e la
potenza al freno delle
pompe in parallelo deriva
dalla somma dei fattori
delle singole pompe,
mentre la prevalenza non
cambia
a
b
portata
prevalenza
potenza al freno
efficienza
a b
a//b
H
Q
Esempio
Utilizzando i dati dell’esempio precedente, calcolare la portata, il fabbisogno di potenza
e l’efficienza delle due pompe montate in parallelo per superare una prevalenza di 27,4
m.
Mod. A Mod. B
Portata (m3/s) 0,0473 0,052
Efficienza (%) 83 73
kWKe
HQBHP
a
aa 32,15100
102,083,0
14,270473.0100 =⋅
⋅
⋅⋅=⋅
⋅
⋅⋅=
ρ
Quindi le potenze al freno delle due pompe risultano:
kWKe
HQBHP
b
bb 1,19100
102,073,0
14,27052.0100 =⋅
⋅
⋅⋅=⋅
⋅
⋅⋅=
ρ
Le prestazioni del sistema di pompe in serie risultano:
0993,0052,00473,0// =+=+= baba QQQ
4,27// === baba HHH
4,341,193,15// =+=+= baba BHPBHPBHP
%781004,34102,0
3,600473,0100
)(
)( // =⋅⋅
⋅=⋅
+
+=+
ba
bababa
PPK
HQQe
portata
prevalenza
potenza al freno
efficienza
8
Prevalenza
dell’impianto
Prevalenza
della pompa
Portata (l s-1)
Prevalenza (m)
Scelta della pompa adatta per un impianto Scelta della pompa adatta per un impianto
La pompa deve compiere un lavoro per sollevare l’acqua ad una certa quota e per
vincere le resistenze dell’impianto idraulico.
Prevalenza manometrica totale dell’impianto
La prevalenza manometrica totale dell’impianto Htot si calcola sommando:
Per scegliere la pompa adatta bisogna quindi calcolare la prevalenza manometrica
totale dell’impianto
Htot = Hgeo + Htub
dove:
Hgeo = prevalenza geodetica o dislivello
Htub = perdite di carico delle tubazioni
Prevalenza geodetica o dislivello
La prevalenza geodetica è il dislivello geodetico (differenza di quota) tra il livello
del liquido nella vasca di aspirazione e il livello del liquido nella vasca di mandata o
nella tubazione di mandata.
Perdite di carico delle tubazioni
Htub = Σ Hdis + Σ Hloc
Le perdite di carico delle tubazioni Htub sono determinate dalla sommatoria delle
perdite di carico distribuite Hdis e delle perdite di carico localizzate Hloc (dette anche
perdite di carico concentrate o minori).
Perdite di carico distribuite
Le perdite di carico distribuite sono dovute all’attrito del fluido nelle tubazioni (f) e
quindi dipendono da:
� lunghezza delle tubazioni (L)
� diametro delle tubazioni (D)
� velocità del fluido (V)
� rugosità delle tubazioni (ε)
� densità del fluido (ρ)
� viscosità assoluta (µ)
� viscosità cinematica (ν = µ / ρ)
g
V
D
LfH dis
2
2
⋅⋅=
In particolare si può dire che il fattore di attrito f è funzione di:
ed anche di
dove, per ora, ricordiamo che:
D = diametro delle tubazioni
V = velocità del fluido
ε = rugosità delle tubazioni
ν = viscosità cinematica del fluido
Viscosità cinematica ν
°C m2/s
0 1,79.10-6
10 1,31.10-6
20 1,00.10-6
30 8,00.10-7
50 5,53.10-7
In particolare, la viscosità
cinematica ν dell’acqua a 20°C vale
10-6 m2/s ed è variabile con la
temperatura.
ν
VDRN
⋅=
D
ε=Ε
9
La prima relazione
esprime il numero di Reynolds (RN) che rappresenta il rapporto tra le forze interne e
le forze dovute alla viscosità ed è usato per definire i flussi laminari ed i flussi
turbolenti.
Flusso laminare: RN < 2000
Flusso instabile: 2000<RN<4000
Flusso turbolento: RN>4000
In regime laminare vale la seguente relazione:
In regime turbolento il calcolo del fattore di attrito è più complesso e come vedremo
può avvenire utilizzando il Diagramma di Moody.
ν
VDRN
⋅=
NRf
64=
La seconda relazione
è chiamato rugosità relativa ed è il rapporto tra rugosità assoluta e diametro del tubo.
La rugosità assoluta è una
misura dell’altezza delle
asperità presenti
all’interno del tubo. La
rugosità assoluta dei
diversi materiali è
conosciuta e riportata in
apposite tabelle.
E’ chiaro però che essa
varia in funzione dell’età
della tubazione, del grado
di sporcizia, ecc.
D
ε=Ε
Il DIAGRAMMA DI MOODY descrive le relazioni esistenti tra
fattore di attrito f, Numero di Reynolds RN e Rugosità relativa ε/D
Infine, noto il fattore di attrito f attraverso il diagramma di Moody è possibile calcolare le
perdite di carico distribuite per mezzo della seguente relazione (funzione di Darcy-
Weisbach).
dove:
Hdis perdite di carico (m)
f fattore di attrito (adimensionale)
L lunghezza della tubazione (m)
D diametro (m)
V velocità del fluido (m/s)
g costante di gravità (m/s2)
Se il fluido percorre sezioni di tubazione caratterizzate da dimensioni diverse, il calcolo
delle perdite di carico distribuite deve essere eseguito singolarmente per ogni sezione.
Σ Hdisi
g
V
D
LfH dis
2
2
⋅⋅=
Esempio di calcolo delle perdite di carico distribuite
Una tubazione d’acciaio del diametro di 10 cm e lunga 500 m è percorsa da acqua a 20°C
con una velocità di 1,5 m/s; calcolare le perdite di carico distribuite.
150000000001,0
1,05,1
10
1,05,16
=⋅
=⋅
=⋅
=−ν
DVRN
2) si determina la rugosità assoluta del materiale ε, attraverso la precedente tabella. Per
l’acciaio normale ε vale 0,026 cm. Questo valore viene utilizzato per calcolare la rugosità
relativa:
0026,01,0
026,0==
D
ε
3) utilizzando i dati appena trovati, con il diagramma di Moody si determina il fattore di
attrito f, che risulta uguale a 0,027 (vedi esempio grafico).
4) utilizzando il fattore di attrito appena trovato, si calcolano le perdite di carico distribuite
con la relazione Darcy-Weisbach:
5,1581,92
5,1
1,0
500027,0
2
22
=⋅
⋅⋅=⋅⋅=g
V
D
LfH
dis
1) si calcola il numero di Reynolds RN=VD/v (ricordando che la viscosità cinematica
dell’acqua vale 10-6):
RN = 150000
εεεε/D = 0,0026 f = 0,027
10
Procedimento semplificato per il calcolo delle perdite di carico distribuite
In alternativa al modello di calcolo appena descritto, per l’uso pratico le perdite di
carico distribuite Hdispossono essere stimate per mezzo di tabelle o diagrammi che
riportano la prevalenza (es. m/100 m di tubazione) in funzione del materiale della
tubazione, del diametro, del suo stato, vecchiaia, ecc.
Un esempio è dato dal Normogramma di Sarlin
Valori di K NUOVE VECCHIE
plastici 0,01 0,25
acciaio trafilato 0,05 1,00
acciaio saldato 0,10 1,00
0,00001
0,0001
0,001
0,01
0,1
1
10
100
1000
10000
100000
1 10 100
Q (l/s)
Hd
(m
/10
0m
)
k 0,01
k 0,05
k 0,10
k 0,25
k 1,00
d = 100 mm
d = 600 mm
d = 300 mm
Portata
Pre
vale
nza
Diametro
Ru
gosi
tà
Es. Nomogramma Sarlin per il calcolo delle
perdite di carico distribuite
Perdite di carico localizzate (Hloc) o concentrate o minori
Le perdite di carico localizzate sono dovute alla presenza di ostacoli,
curve, restringimenti, valvole, ecc. lungo le tubazioni. Esse, dunque,
dipendono da:
� caratteristiche geometriche dell’ostacolo
� velocità del fluido
e possono essere calcolate con la relazione:
Hloc = Σ (κ) . V2/2g
dove:
κ = coefficiente d’attrito
V = velocità del fluido (m/s)
g = costante di gravità (m/s2)
I coefficienti di attrito (κκκκ) vengono
determinati sperimentalmente in funzione
degli ostacoli incontrati lungo il circuito
idraulico, e sono rilevabili da apposite
tabelle.
Valori del Coefficiente di Attrito (κ) per le perdite di carico localizzate (esempi)
Valori del Coefficiente di
Attrito (κ) per le perdite
di carico localizzate
(esempi)
Valori del Coefficiente di Attrito (κ) per le perdite di carico localizzate (esempi)
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Valori del Coefficiente di Attrito (κ)
per le perdite di carico localizzate
(esempi)
Valori del Coefficiente di Attrito (κ)
per le perdite di carico localizzate
(esempi)
Quindi le perdite localizzate totali risultano:
Dalla prima tabella riportata si possono ricavare i
valori di k per la curva a gomito (k1 = 0,9), per la
valvola a saracinesca aperta per ¾ (k2 = 1,15),
mentre per la riduzione si possono considerare i
dati riportati negli schemi precedenti: si considera
dapprima il quadrato del rapporto tra i due
diametri, cioè (4/18)2 = 0,222 = 0,019. Si rileva
che per valori compresi tra 0,01 e 0,10, k3 = 0,5.
041,081,92
6,0)5,015,19,0(
2
)( 22
321 =⋅
⋅++=
⋅
⋅++=
g
VkkkH loc
Esempio: scelta di una pompa per il carico di una vasca (procedimento semplificato)
prima curva
valvola non-ritorno
curva 90°
curva 90°
saracinesca
curva 90° sbocco
0 m
1 m 60 m
3 m
6 m
- 2
- 1
+ 4
+ 6
Portata della pompa 70 l/s
Tipo di tubazioni PVC nuove
Diametro interno 200 mm
���� Calcolo della prevalenza
totale dell’impianto
Dislivello geodetico +
Perdite di carico distribuite +
Perdite di carico localizzate =
Prevalenza totale dell’impianto
HTOT = Hgeo + Htub
Htub = Σ Hdis + Σ Hloc
1. Dislivello geodetico
0 m
- 2
- 1
+ 4
+ 6
Hgeo = 6 – (-1) = 7 m
12
2. Perdite di carico distribuite
1 m 60 m
3 m
6 m
L = 1 + 3 + 60 + 6 + 1 = 71 m
1 m
Portata
Pre
vale
nza
Diametro
Ru
gosi
tà
Valori di K NUOVE VECCHIE
plastici 0,01 0,25
acciaio trafilato 0,05 1,00
acciaio saldato 0,10 1,00
Hdis = 2,0 m / 100 m
= 2,0 * 71/100 = 1,42 m
Portata della pompa 70 l/s
Tipo di tubazioni PVC nuove
Diametro interno 200 mm
3. Perdite di carico
localizzate
prima curva
valvola non-ritorno
curva 90°
curva 90°
saracinesca
curva 90° sbocco
Σ (β) =(β) =(β) =(β) =
0,4 + 2,0 + 0,3 + 0,3 + 0,2 + 0,3 + 1,0 = 4,5= 4,5= 4,5= 4,5
Hloc = Σ (β) ∗ v2/2g
Portata della pompa 70 l/s
Diametro interno 200 mm
Q = 70 l/s = 70/1000 = 0,07 m3/s
S = (0,2 / 2)2 * 3,14 = 0,031 m2
v = Q / S = 0,07 / 0,031 = 2,26 m/s
Q Sv
v = Q / S
Hloc = 4,5 * ((2,26)2 / (2 * 9,81)) = 1,2 m
Dislivello geodetico +
Perdite di carico distribuite +
Perdite di carico localizzate =
Prevalenza totale dell’impianto =
7,0 +
1,4 +
1,2 =
9,6 m
Scelta della pompa :
Portata = 70 l/s = 252 m3/h
Prevalenza = 9,6 m
La curva caratteristica della pompa deve intersecare
la curva della prevalenza totale dell’impianto
nell’intorno del punto di miglior rendimento.
Nella pratica la prevalenza totale dell’impianto non
sarà mai rappresentata da un unico punto, perché:
- il dislivello geodetico varia con il variare del livello
di liquame nel pozzetto ed eventualmente nella vasca
finale;
- le perdite di carico variano con l’invecchiamento
dei tubi e con eventuali variazioni delle
caratteristiche dell’acqua.
13
Si considera, quindi, una “zona di funzionamento”,
entro la quale scegliere la pompa.
Pompa ottimale
Prevalenza
dell’impianto
Portata (l s-1)
Prevalenza (m)
Hgeo
AIRLIFT
Quando una tubazione si trova immersa perpendicolarmente in un serbatoio
contenente acqua, il livello dell’acqua nella tubazione e nella massa sono in
equilibrio e non avviene alcun movimento dell’acqua.
Quando, però, nella tubazione si inietta aria in prossimità del fondo tale equilibrio
si rompe.
Il miscuglio aria/acqua, essendo più leggero della sola acqua, si innalza
all’interno del tubo, mentre l’acqua, che risulta più pesante, entra dal fondo del
tubo. Se si continua ad iniettare aria l’equilibrio non viene mai raggiunto e il
miscuglio aria/acqua continuerà ad uscire dall’estremità superiore della tubazione.
Se si aumenta il flusso d’aria aumenta la quantità d’acqua spostata fino ad
raggiungere un valore massimo, oltre il quale, pur aumentando il flusso d’aria,
non aumenta la quantità d’acqua spostata.
Esempi di airlift:
a, c = tubazione esterna
b, d = tubazione interna
a, b = linea aria interna
c, d = linea aria esterna
14
L’equazione che descrive l’equilibrio che si viene a creare nella colonna è la seguente:
(S+L) . γm = S . γ0
S = Profondità o immersione del miscuglio aria acqua nel tubo.
L = Sollevamento o altezza del miscuglio aria acqua rispetto alla superficie dell’acqua.
γm = Peso specifico del miscuglio aria acqua.
γ0 = Peso specifico del liquido esterno alla tubazione.
Poiché l’aria è meno densa dell’acqua il peso specifico del miscuglio sarà minore a
quello del liquido e S+L deve essere maggiore di S affinché l’equazione sia in pari.
Se nel tubo viene insufflata una sufficiente quantità d’aria il peso specifico del miscuglio
sarà sbilanciato così (S+L)-S sarà maggiore di L che è il sollevamento realizzato dalla
pompa e il miscuglio verrà scaricato all’estremità del tubo.
Uno dei principali fattori che regolano l’efficienza di una air-lift è l’immersione della
tubazione di sollevamento, al crescere dell’immersione, infatti, aumenta
l’efficienza del sistema.
In secondo luogo le prestazioni dell’air-lift diminuiscono quando aumenta la distanza
alla quale l’acqua deve essere sollevata. L’attrito del fluido con il tubo determina la
perdita di efficienza (cioè è più facile superare piccoli dislivelli).
Anche il diametro del tubo di sollevamento e la quantità d’aria insufflata agiscono
sull’efficienza.
La turbolenza è un fattore importante nell’influenzare l’efficienza dell’airlift. E’
importante cioè il meccanismo mediante il quale l’aria viene insufflata. In particolare è
necessario che le bolle d’aria abbiano il medesimo diametro in quanto le bolle più
grandi risalgono più velocemente. Pertanto è opportuno che l’aria sia distribuita tramite
un diffusore che produca bolle piccole ed uniformi.
Un’equazione sviluppata da Castro e al. nel 1975 permette di calcolare la portata in
relazione alla lunghezza della tubazione e del grado di immersione.
( ) 2,233 01196,0758,0 dLxQ ⋅+⋅=
dove:
Q = portata ( litri/min)
x = % immersione
L = lunghezza totale (cm)
d = diametro tubo (cm)
Da questa relazione risulta che la minima immersione della tubazione è pari all’80%
rispetto alla lunghezza totale.
Un fattore di sicurezza del 25% è da adottare una volta che si usi l’equazione per il
dimensionamento di un airlift. Cioè diametri delle tubazioni, lunghezza e grado di
immersione devono essere scelti in modo da fornire il 25% in più della quantità d’acqua
ritenuta necessaria.
Nella pratica, per
il
dimensionamento
di un airlift si
possono utilizzare
i dati della
seguente tabella.
Questa tabella,
infatti, permette di
calcolare la
portata d’acqua in
airlift di diverso
diametro D (da 1 a
8 cm), di diversa
lunghezza L (da
30 a 300 cm) e per
diversi rapporti di
sommersione (da
0,8 a 1,0).
Portata d’acqua di un airlift, espressa in l/min
Esempio
Dimensionare un airlift per un acquario profondo 90 cm e 3 m2 di superficie,
supponendo che sia necessario un flusso pari a 120 l/min.
Dalla precedente tabella, scegliendo un valore di immersione x = 0,9, una portata di
almeno 150 l/min (per sicurezza il 25% in più di quella progettuale) ed una tubazione
lunga 100 cm, risulta necessario un diametro di circa 6 cm per garantire il desiderato
flusso idrico.
Utilizzando l’equazione, il risultato è analogo.
( ) 2,233 01196,0758,0 dLxQ ⋅+⋅=
2,21
31
23
01196,0758,0
+⋅⋅=
Lx
Qd
cmd 94,501196,085,2
150
01196,041,4854,0758,0
150 2,21
2,21
=
+=
+⋅⋅=
La portata d’acqua aumenta con la quantità d’aria insufflata; esiste tuttavia un punto di
massima efficienza della pompa (massimo trasporto d’acqua /unità d’aria insufflata).
Il flusso d’aria necessario per mantenere una determinata portata d’acqua può essere
calcolato con un diagramma specifico.
15
Ritornando all’esempio precedente, il rapporto tra lunghezza e diametro risulta 100/6 = 17,
se la percentuale di immersione è 90%, dal diagramma risulta un rapporto tra flusso
d’acqua e flusso d’aria pari a 0,38.
Quindi, essendo il flusso d’acqua 150 l/min, il flusso d’aria risulta 150/0,38 = 400 l/min
Altro esempio
Consideriamo una tubazione di 90 cm del diametro di 2,5 cm, immersa per l’80%
nell’acqua.
Il rapporto lunghezza/diametro risulta 90/2,5 = 36
Dal diagramma risulta un rapporto tra flusso d’acqua e flusso d’aria di circa 0,5, cioè sono
necessari 2 litri d’aria per sollevare ogni litro d’acqua.
Se si immerge la tubazione per il 90%, risulta un rapporto di 0,75, cioè sono sufficienti 1,3
litri d’aria per sollevare ogni litro d’acqua.
Se si immerge completamente la tubazione, il rapporto è ancora più vantaggioso (0,9),
però non si ha sollevamento ma solo trasporto dell’acqua.