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Proceedings SEA-MED 2014 - GRINAV.I.-Home
ATTI DEL CONVEGNO
SEA-MED 2014 Structural Engineering Analysis - Marine Evolution Design
Atti del VI Convegno SEA-MED
ISBN 9788896398098
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Indice
1.
Opportunities for Engineering and Simulation in Boat Racing Safety ........................... 3
2.
Motonautica, compositi e sicurezza: un piccolo esempio pratico di
intervento d’urgenza al fine di incrementare la sicurezza nelle
competizioni motonautiche ............................................................................................................. 20
3.
Studio di una capsula di sicurezza per barche da gara offshore .................................... 34
4.
Fatica oligociclica di giunzioni saldate utilizzate nelle costruzioni navali................ 52
5.
Cutting off deck vibration with floating floors: problem definition and
solution strategy ................................................................................................................................... 62
6.
Analisi sperimentale di giunzioni incollate in composito per applicazioni
navali .......................................................................................................................................................... 72
7.
Valutazione delle prestazioni dinamiche di sistemi attivi per il controllo
del rollio con attuazione elettromeccanica .............................................................................. 81
8.
On the Seakeeping analysis of sailing yacht: effects of hull shape and
lifting keel evaluated by different numerical solvers.......................................................... 96
9.
Prima unità navale monocarena brevettata ad alta efficienza
idrodinamica e risparmio energetico che naviga su una formazione di
schiuma auto-prodotta ....................................................................................................................109
10.
Metodologie per la progettazione di eliche silenziose......................................................118
11.
Profili giuridici della sicurezza nella nautica da diporto .................................................127
12.
Sistema innovativo per la stabilizzazione di un HSC .........................................................142
13.
Stabilizzazione attiva mediante giroscopi di uno yacht di 77 m: vantaggi e
svantaggi .................................................................................................................................................158
14.
Design di un impianto di recupero di cascami termici di un motore
nautico per la produzione di freddo a bordo di un’imbarcazione ..............................165
15.
Un sistema flessibile per misure avanzate e analisi del rumore irradiato
dalle navi .................................................................................................................................................173
16.
Applicazioni di nuove tecnologie scientifiche alla nautica da diporto:
spedizione Pigafetta 500 .................................................................................................................182
17.
A thermodynamic Four stroke Diesel engine model for pleasure craft
application .............................................................................................................................................191
18.
Amplificatore di potenza ibrido compatto in banda X per radar marittimi
di nuova generazione........................................................................................................................204
19.
Trasporto navale mercantile e nuove tecnologie per ridurre
l’inquinamento: gli scrubber ..........................................................................................................209
20.
Tecniche avanzate di data management per la diagnostica avanzata in
campo navale ........................................................................................................................................234
21.
Studio di nuove formulazioni di rivestimenti protettivi per imbarcazioni
con proprietà antivegetative .........................................................................................................249
22.
L’esperienza Rodriquez sulla tenuta al mare dei mezzi veloci e delle navi
da diporto ...............................................................................................................................................259
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1. Opportunities for Engineering and Simulation in Boat
Racing Safety
T. R. Stanley,
Chairman, Safety Cockpit Committee
Union Internationale Motonautique
Sommario
La motonautica è rimasta indietro rispetto ad altri sport motoristici nell’applicazione dei
moderni metodi e strumenti ingegneristici per la sicurezza dello sport. Verrà dimostrato in tre
esempi come la sicurezza possa essere migliorata mediante l'applicazione di questi metodi. Il
primo di questi esempi è dagli USA, dove alcuni semplici calcoli avrebbero potuto salvare una
vita. Il secondo esempio riguarda una barca norvegese in un incidente in Gabon. Questo
incidente ha messo in evidenza la mancanza di conoscenza riguardo i carichi in caso di
incidente che potrebbero essere ottenuti con i moderni metodi di analisi. L'ultimo esempio
mostra come l'applicazione del metodo degli elementi finiti potrebbe aiutare a prevenire
guasti compositi che portano a incidenti. Tutti questi esempi mostrano un ambiente
interessante e divertente in cui poter applicare le conoscenze ingegneristiche.
1. INTRODUCTION
The sport of power boat racing is going through a transition period currently. It has lagged
behind other motor sports in the application of engineering methods and tools to make the
sport safer. The author has many years experience as a power boat racer and because of this
and his engineering background was introduced to the finite element method in the early days
through a sponsorship arrangement. Currently the author is the Chairman of the Safety
Cockpit Committee of the UIM (Union Internationale Motonatique), the governing body for
world championship power boat racing. Because of this background he is uniquely positioned
to see the opportunities for advancement in safety and performance in the sport of power
boat racing.
2. OPPORTUNITY: A FATALITY EVERY 18 MONTHS
In the USA there are certain classes of mono-hulls known as “flatbottoms” that do not require
safety capsules for the driver. Figure 1 shows a typical group of these boats waiting for the
start of the race.
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Figure 1: Flatbottom mono-hulls USA
Even with a safety capsule, engineering calculations are important. Figure 2 shows a boat
from the same class as Figure 1 that has had a safety capsule placed in it. The workmanship
looked good from the outside. These boats are of fiberglass construction with very heavy
motors in them. From the outside the flotation could not be seen.
Figure 2: Flatbottom mono-hull with capsule
The details of design and construction are very important, even critical. Figures 3 and 4 are
photographs that show two design details on this boat that would later become important.
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Figure 3: Detail of hinges on capsule hatch
Figure 4: Detail showing compressed air bottle supplying air to driver
Unfortunately, as with most racing boats, this one had an accident a year after the pictures
were taken. The boat rolled over at high speed during a race on a straightaway. The boat
sank in about 4 m of water. The water was very dark. Rescue divers stationed nearby were
on the crash site immediately. Figure 5 shows the boat being towed in after recovery.
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Figure 5: Boat being towed ashore after accident
Figure 6: What remains of the boat
Only after the accident does it become evident that the proper amount of flotation foam was
not installed. Evidently the calculations were not done, or were done incorrectly. Figure 7
shows how little foam was installed in the boat.
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Figure 7: Is this enough foam to float the boat and motor?
That shouldn’t have mattered so much, right? The driver had an on-board air system for just
such an occasion. However, the top hatch was torn off because the hinges and latch system
retaining it were not sufficiently strong enough to keep it in place. High pressure water would
have entered the cockpit, possibly rendering the driver unconscious. Figure 8 shows that the
hinge was just ripped off. The bolts pulled through the composite material.
Figure 8: Hinge bolts for hatch pulled through the fiberglass
The high pressure water could have also pulled the breathing mask away from the driver’s
mouth. The driver did not survive this accident. A cascade of failures of details in the boat’s
design and construction contributed to the death of the driver. Doing some engineering
calculations would have improved his chances of survival.
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3. OPPORTUNITY: LOADS NOT FULLY UNDERSTOOD
In the summer of 2012 there was an accident at an offshore race off the coast of Gabon in
Africa that resulted in the death of one of the pilots (driver) and the serious injury of the other
pilot (throttleman). The canopy collapsed during the accident allowing high pressure water
to enter the cockpit. Figure 9 shows the resulting damage.
Figure 9: Collapse of canopy on offshore boat
In this accident the boat hit a wave and went into the air landing bow down. It then was
pushed to the side, rolled over and plunged into the water bow first. The event sequence is
shown in Figure 10.
Figure 10: Event sequence of the accident
The photographs are not clear but they do show the violence of the accident. The speed of the
boat at the time was estimated by the surviving throttleman at around 240 km/h.
While the boat was in transit back to its home base in Norway some preliminary studies were
done. Many of these types of boats with “side by side” cockpits have a central support strut
going from above the windscreen diagonally down between the pilots to the floor. The boat
was said to not have this strut. An existing computer model of a similar, but somewhat
different cockpit was used to study how this central strut would behave under loading from
the side of the cockpit. Figure 11 shows the strut as part of a roll cage.
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Figure 11: Support strut between pilots
The 3D model was imported into the preprocessor Femap and given a load on the side of the
cockpit. For this part of the investigation the loading was assumed to be evenly distributed
over the side of the canopy even though the loading probably varied over the surface in
reality. Figure 12 shows how the load is applied. The green area is the area where the
pressure load is applied, pressing down on the canopy.
Figure 12: Canopy loading from the side
To see the effect of the load on the center strut the canopy was hidden. A top view is shown in
Figure 13 and it can be seen that the strut is curved at each end.
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Strut is curved at each end
Figure 13: Top view of roll cage showing strut curved
Figure 14 shows the roll cage in side view. In this view it can be seen that the high stress area
is at the ends of the strut and this stress in the strut is why the ends become curved. The
result is that the strut becomes prone to buckling and may not provide much support unless
the load is applied directly from the front of the boat. In this particular accident it is unlikely
that the load came directly from the front.
High stress area
High
area
stress
Figure 14: Side view of roll cage showing high stress areas
Once the boat was back in Norway measurements were taken of the actual boat and a more
accurate computer model of the shape of the canopy was prepared. However, the facilities
were not available to do a dynamic simulation of the accident to see what the pressure load
history was during the accident. Having simulations done of various types of boats and
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accidents is one of the most pressing needs for the advancement of safety in the sport. Since
this particular accident investigation a different accident was studied in the USA but was
confidential in nature so the information is not available. Currently the cost of these
simulations is quite expensive.
Since the dynamic simulation was not available, assumptions were made regarding the
pressure distribution over the canopy during the accident. The assumption was made that the
pressure distribution was similar to that on the bottom of a planning hull, with a peak
pressure near the stagnation point and then dropping off away from the stagnation point. The
formula for the peak pressure was the classic formula as shown by DuCane in “High Speed
Small Craft”:
P=ρV2/2
(1)
The flow of water impacting the canopy can be visualized as shown in Figure 15. Figure 16
shows the shape of the pressure distribution on the canopy profile.
Figure 15: Flow of water impacting the canopy
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Figure 16: Shape of the pressure distribution on the profile of the canopy
Using this information the load was applied to the 3D model. The load was approximated
over the area at three different load values. Figure 17 shows how this was done. The blue
area was given a pressure load equal to the maximum value calculated by the classic formula
(1.82 MPa, 18.56 kg/cm2 (264 psi)). The pink area was given a load with a value of one half
the maximum value and the green area was given a load one quarter the maximum value.
Figure 17: Pressure distribution on canopy from impact
Then the stresses and failure indices were calculated with these loads, both for the roll cage
and for the composite material. Figure 18 shows the failure indices in the composite material
with the loads superimposed. Critical areas are in the corners and where the windscreen
bolts to the canopy.
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Figure 18: Canopy showing the failure indices from the pressure load
If a more accurate estimation of the load distribution was done using simulation, then the
canopy could be designed to strengthen the composite areas and the roll bar to better protect
the pilots without adding too much weight or cost.
4. OPPORTUNITY: ACCIDENT PREVENTION / PERFORMANCE
Engineering methods and calculations can also be used to help prevent accidents while
improving performance. An example of how this could be done can be illustrated from an
accident that occurred in late 2013 in Sharjah, UAE. An F1 boat entered a corner during
testing, hooked a sponson, and barrel-rolled. Figure 19 shows the boat being lifted out of the
water and also shows the corner where the accident occurred. The arrow points to the turn
bouy. The driver was uninjured in this case.
Figure 19: F1 boat after barrel roll
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Once the boat was lifted out of the water it became evident that the sponson of the boat had a
long crack in the composite where it joins the boat. Because of this failure the boat would
have lost much of its cornering ability and this may have contributed to the accident. The
extent of the crack is shown by Figure 20.
Figure 20: Crack occurred along the corner indicated
Figure 21 shows that the crack went completely through the bottom of the boat. The colour of
the exposed fibers show that Kevlar was likely used as well as Carbon fiber. Carbon/Kevlar
hybrid fabric can also be seen on the frame.
Figure 21: Crack shown from the inside of the boat
It can also be seen that the sandwich core doesn’t extend around the corner, nor can any extra
reinforcing layers be seen at the corner. Figure 22 shows the cored and un-cored areas.
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Core
No core
Core
Figure 22: Laminate construction at corner
A section through the sponson was modelled so that an analysis could be done that would
isolate the contribution of the corner laminate construction to the strength and stiffness of the
sponson under cornering forces.
Figure 23: Section of the boat through the sponson
When the boat is going through the corner pressure on the blue area helps to prevent the boat
from sliding. These boats can turn very sharply at high speeds. It is important for cornering
that the blue area remains almost vertical to prevent sliding. The edges on the near side of the
section are glued or laminated to the central cockpit and are constrained by it. The laminate
construction at the corner can be seen in the Figure 23 as well.
An FEA model using plane strain elements was created to study alternative corner
construction methods. The blue area was pressure loaded and the model was constrained
where it joins the capsule. Figures 24 and 25 show the model as the boat was constructed.
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Constrained here
Figure 24: FEA model of sponson as constructed
Note that the loaded area is angled out away from the vertical.
435 MPa
Figure 25: Detail of corner construction with stresses
In order to strengthen and stiffen the corner the easiest way would be to add some
reinforcing layers to the corner as part of the outer skin. Figures 26 and 27 illustrate the
results.
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Figure 26: Model of sponson with corner reinforcing layers added
Note that the loaded area is still angled out under load which will have an effect on cornering
ability.
267 MPa
Extra plies at corner
Figure 27: Detail of reinforced corner
At least one builder does build boats with the core wrapped around this corner so a model
was created to test that alternative. No reinforcement plies were used. Figure 28 shows this
alternative.
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Figure 28: Design with core wrapped around corner
The model was loaded with the same load as the other models and constrained the same way,
where it joins to the capsule. Figures 29 and 30 show the stresses with this configuration. It
provides the strongest alternative.
Figure 29: Section with core wrapped around corner
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214 MPa
Figure 30: Detail of corner with core wrapped
This construction of the corner had the lowest stress of all the options tested. From this
example it can be seen that it is worthwhile to do engineering calculations prior to
construction.
5. CONCLUSION
The examples presented show that there is great opportunity in power boat racing to apply
engineering methods and tools to improve the safety and performance of the racing power
boat. Engineers using these methods and tools are needed to advance the sport. Engineers
providing these services will become part of winning teams and help attract skilled drivers
and sponsor support by providing a safe environment.
6. BIBLIOGRAHPY
[1] Peter Du Cane, “High Speed Small Craft”, 1974 edition, p 113
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2. Motonautica, compositi e sicurezza: un piccolo esempio
pratico di intervento d’urgenza al fine di incrementare
la sicurezza nelle competizioni motonautiche
S. Abrami
Progettista nautico, titolare dello studio SAYD
Sommario
L’autore, attraverso immagini, descrive la case story relativa all’update delle caratteristiche
meccaniche degli hatch dei canopy offshore Class 1 a seguito dell’incidente mortale avvenuto
nell’estate 2012 al GP del Gabon.
Illustrando come si è proceduto , passando da una analisi dello stato dell'arte alle modifiche qualche volta addirittura sul campo di gara - delle caratteristiche geometriche e meccaniche
dei portelli di accesso al canopy ovvero dell’hatch , spesso il punto debole della cellula di
sicurezza. Con foto, particolari costruttivi e procedure di verifica ed aggiornamento.
Dimostrando come spesso con buon senso e poco dispendio di energie si possono risolvere
problemi di grande rilevanza nel campo della sicurezza di sport estremi come la motonautica
offshore.
1. Powerboating, composites and safety…
A case history, a small practical example need for urgent action in order to increase safety in
powerboating competitions.
I always like to start by saying that "I come from sailing" (designed and practiced).
I am "loaned" to the powerboating, I deal with naval architecture and structures of the safety
cell.
The fast motor boats are used, they are useful, necessary for the SAR (search and rescue), the
fast patrol. The speedboat races are an excellent test bed for developing solutions useful
for the purposes described above.
But the high speed on the water is also an element of risk for the crew.
The element of competition inevitably increases the risk, and indeed risks: spin out, flip,
stuffed bow , collision at turning point…
I came from sailing and in the August 1988 I found myself catapultated into the world of
powerboating because of arvey commissioned by the FIM ( Italian sport federation of
powerboating ).
A circuit boat that has literally disintegrated at the first lap of the first test at an continental
championship.
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Talking about safety in offshore is inevitable not remember Stefano Casiraghi., a great
champion who died prematurely on October 3, 24 years ago.
His name is inextricably linked to the real revolution that was the introduction of safety
regulations in the sport of powerboating.
At that time, the late 80s, the pilots are fully exposed: they are only protected from splashes!
Even the concept of buoyancy was difficult to digest. Often with the hulls made of light
aluminum alloy, the risk of sinking was particularly high.
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It certainly has come a long way since then, but it is still there to go.
Over the years it has also improved the passive safety.
A rescue team of Bergamo is an Italian pride.
Passive safety: the rescue helicopter team Bergamo Scuba Angels
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After a relatively long period without major incident, in 2012 in Class1 Offshore GP Gabon
sadly there has been a fatal accident. As in Monte Carlo in 1990, this episode has stimulated a
"campaign" of investigation and study to determine the level of active safety of the fleet of
offshore in the various classes.
As you can see from the dramatic images, access hatch canopy is the most exposed and at risk
collapse.
It 'a simply supported panel with minimum size regulations rather large (550 x 825 mm).
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The following are images taken from short courses in illustration of standards and design
criteria aimed at drivers, team managers and of course builders (often in this sport are the
same).
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Here is the example (bad example) of what I have defined a panel of only simple thermal
insulation, but with high material waste ...
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A case history
Last Minute ....
22th June 2014 Spectacular crash at X-Cat Stresa GP.
A barrel roll of the boat number 17 without consequences to craft and pilots ... The number 17
has been one of the boats more heavily modified to adapt to the UIM standards of safety.
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So, as you can see from the pictures, the boat that had the biggest problems of structural safety
(size and position hatch) structural deficiencies in the lamination and transverse structure has
been transformed into one of the safest.
The accident in the race at the Grand Prix in Stresa has confirmed the validity of the update
operation on the pre-existing structure.
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Simpler and faster (the work was carried out in a few hours on the pit dry before testing)
action sequence shown in the adjacent figures. The reinforcement panel of the hatch made with
the cross of St. Andrew as described above.
From the investigations on the existing, structural inspections (flat plate simply supported) to
search for practical solutions and feasible even in the pit, you've seen a small example of the
problems inherent in the sport, safety and composite materials.
As you understand, especially since the report of my illustrious Canadian colleague who
preceded me, this is a team effort.
Where at national and international level, all work together at different levels, but with the
same passion and expertise to get the maximum possible safety during the powerboating races.
I hope that the arguments presented were of interest to young engineers.
The ability to combine technical expertise with a passion for sport I think is still a value
appreciated by the younger generation.
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3. Studio di una capsula di sicurezza per barche da gara
offshore
A. Ramasco1, D. Boote2, T. Pais2
1Ingegnere
2DITEN,
Nautico
Università di Genova
Sommario
Il presente studio si propone di sviluppare un sistema di protezione per i piloti di
imbarcazioni a motore da competizione, partendo dall'analisi delle molteplici casistiche di
incidenti che si possono prospettare nel corso di una gara e tenendo conto delle reali
necessità del pilota stesso durante la normale conduzione del motoscafo e in condizioni di
emergenza. Per avere una visione ancora più realistica e completa ci si è avvalsi della
consulenza del pluricampione mondiale Guido Cappellini, che ha affiancato gli autori fin dalle
prime fasi del lavoro.
Si è quindi passati allo studio di una soluzione comune della struttura dello scafo in
corrispondenza del posto di guida per tutte le imbarcazioni e della geometria di una cellula di
sicurezza che possa quindi essere installata senza problemi in qualunque motoscafo della
stessa categoria senza apportare ulteriori modifiche né allo scafo né alla cellula stessa.
Successivamente si è passati allo studio della struttura della capsula che permetta di dissipare
la maggior parte dei carichi subiti durante l’impatto. L'analisi è stata condotta mediante
tecnica FEM, modellando in modo dettagliato la struttura della capsula costituita da un
grigliato di travi in materiale composito che supporta un guscio in sandwich, specificamente
sviluppato per resistere alle forze di impatto previste dal regolamento UIM. Effettuando una
serie di calcoli condotti su diverse geometrie della capsula ottenute variando sia il reticolo di
travi che la forma del guscio e le caratteristiche del laminato sandwich si è giunti ad
ottimizzare il layout strutturale riducendo al minimo le forze scaricate sul pilota.
1. INTRODUZIONE
Questo progetto si pone l' obbiettivo di studiare una capsula di sicurezza “standard” che possa
essere installata sulla maggior parte delle barche da competizione offshore, consentendo di
ottenere, oltre naturalmente ad un radicale miglioramento delle condizioni di sicurezza dei
piloti, una notevole semplicità di installazione ed un conseguente decisivo abbattimento dei
costi. La capsula dovr{ essere realizzata in modo da permettere all’equipaggio di uscire
incolume da ogni tipo di incidente, con particolare attenzione ai casi di collisione e
conseguente intrusione nel cockpit da parte di altre imbarcazioni, come è già stato realizzato
in alcune categorie di imbarcazioni da competizione. Per riuscire a conseguire i migliori
risultati del progetto, oltre all’analisi delle varie tipologie di incidente e allo studio
approfondito del regolamento UIM [1], ci si è avvalsi della consulenza del pilota Guido
Cappellini [2]. Attraverso un continuo confronto con la sua pluriennale esperienza è stato
possibile individuare le reali necessità dei piloti sia nelle normali condizioni di gara che nelle
situazioni di emergenza e pericolo.
Sono quindi stati presi in considerazione i seguenti aspetti:
- la posizione di guida;
- le manovre che deve riuscire ad eseguire l’equipaggio in gara;
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- la sicurezza dell'equipaggio da un punto di vista puramente pratico e da quello del
regolamento di gara;
- la procedura per uscire dal cockpit in caso di capovolgimento;
- ulteriori aspetti ergonomici e strutturali per render la capsula sempre più sicura.
Il primo passo è stato quindi quello di individuare una soluzione strutturale della cellula e
della porzione di scafo ad essa collegata che consenta di dissipare la maggior parte
dell'energia trasmessa
in occasione di un impatto. In passato, nelle prime gare di motonautica, la tendenza era quella
di mantenere pilota e imbarcazione "indipendenti", ovvero in caso di incidente il pilota poteva
essere proiettato fuori dall’abitacolo e tutta l’energia dell’impatto si scaricava
sull’imbarcazione.
Ovviamente tale soluzione non era priva di rischi per il pilota e non è, ad oggi, accettabile.
Tuttavia, con una semplice estrapolazione, il concetto di "indipendenza" può essere oggi
applicato alla cellula utilizzando dei sistemi di connessione allo scafo opportunamente tarati
in modo che, in caso di impatti di notevole violenza, ne consenta lo sganciamento dallo scafo.
Questo consentirà che, in caso d’incidente, sia solo l’imbarcazione ad assorbire la maggior
parte dell’energia d'urto, liberando la cellula e l'equipaggio in essa racchiuso. Non va
trascurato infatti che, anche se non è impossibile dimensionare una struttura che sopporti 10
g di decelerazione, il corpo umano sottoposto ad una decelerazione del genere, subirebbe
comunque danni irreparabili.
Figura 1: Situazione odierna in caso di incidente
2. STUDIO ERGONOMICO
Lo studio consiste nel cercare una nuova forma di capsula di sicurezza che permetta di
integrare la forma esterna con le esigenze dell’equipaggio all’interno. La scelta della forma
esterna della cellula di sicurezza è stata decisa considerando una serie di parametri [3] [4].
Tra questi è stato prioritario quello di creare una forma molto “affusolata” in modo da
permettere alla capsula, in caso di capovolgimento, di opporre il minor attrito possibile a
contatto con la superficie dell’acqua. In considerazione della forma affusolata della capsula di
sicurezza si è optato per una disposizione interna dell’equipaggio a “tandem”, a differenza di
quella utilizzata “fianco a fianco”. Questa “nuova” disposizione, oltre a migliorare l’aspetto
aereo/idro dinamico, consentirà anche la possibile configurazione ad un singolo occupante,
semplicemente accorciando lo stampo. Tenuto presente quanto detto sopra e considerato che
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la cellula di sicurezza dovrà resistere agli impatti provenienti da ogni direzione, la forma più
adatta è risultata essere quella ad “uovo”. La forma ad “uovo” dovr{ quindi risultare:
- trasversalmente ovale, nella direzione in cui riceverà la maggior parte degli urti,
- leggermente affusolata longitudinalmente, tale da permettere un impatto con l’acqua meno
violento.
Mediante alcuni calcoli teorici è stato stabilito che la lunghezza massima della capsula di
sicurezza non deve superare i 4 metri, misura questa che consentirà una facile installazione su
imbarcazioni da gara di diverse dimensioni e classi.
A questo punto del progetto si è passati allo studio dell’ergonomia all’interno della capsula nel
rispetto delle disposizioni richieste per i cockpit da gara dal regolamento WPPA [5] e UIM [1].
Il primo passo è stato quello di posizionare i piloti all’interno della capsula di sicurezza e,
successivamente, le uscite di sicurezza superiori ed inferiori che dovranno consentire sia
all’equipaggio che ai soccorsi di potervi rapidamente accedere in caso di soccorso. La
posizione del parabrezza è stata concepita in modo da consentire la maggiore visuale
possibile del campo di gara (figura 2). È stato poi posizionato il roll-bar ed il grigliato
strutturale interno rispettando lo spazio libero tra essi e l’equipaggio (clearence) previsto dal
regolamento (figura 3). Infine, sono state posizionate le strumentazioni di bordo.
Figura 2: Viste esterne ed ingombri della capsula di sicurezza
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Figura 3: Disposizione interna della capsula di sicurezza
3. MODELLAZIONE AD ELEMENTI FINITI
Per condurre l’analisi FEM è stato utilizzato il codice di calcolo ad elementi finiti MSC Nastran
[6], il quale oltre ad essere riconosciuto dalle più importanti Società di Classifica, è dotato di
numerose procedure per la soluzione di problematiche legate a grandi deformazioni e
risposte dinamiche non lineari.
Nella prima fase dell'analisi è stata modellata in modo dettagliato la geometria della capsula
costituita da un grigliato di travi in materiale composito che supporta i gusci in sandwich di
diversi spessori a seconda della zona. Per questo scopo è stato utilizzato il software di
modellazione Rhinoceros [7]; nelle figure 4 e 5 è rappresentato il modello geometrico
completo.
Figura 4 e 5: Modello geometrico dell’intera struttura analizzata
Dopo la definizione del modello geometrico si è quindi passati alla preparazione del modello
per l’analisi FEM, utilizzando il pre processore MSC Patran. Una corretta modellazione della
geometria consente di ottimizzare la meshatura del modello con conseguenti vantaggi sui
tempi di calcolo e sulla qualità dei risultati. Nelle figure 6 e 7 è riportato il modello geometrico
generato in Patran con le superfici pronte per la meshatura.
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Figura 6 e 7: Modellazione superfici in Patran
Per la generazione della mesh, effettuata mediante le procedure Isomesh (mappata) e Paver
(automatica) a seconda delle zone, sono stati utilizzati elementi shell quadrangolari della
libreria Nastran (QUAD). La scelta della dimensione dei singoli elementi è stata determinata in
modo tale da garantire la congruenza tra i vari elementi strutturali giungendo ad una
dimensione degli elementi 10 x10 mm.
A titolo di esempio si riporta in figura 8 il particolare dell’incrocio tra l’elemento strutturale
trasversale "ad omega" A, avente un'altezza di 40 mm ed una piattabanda di larghezza 40 mm,
ed il rinforzo longitudinale ad "omega" B, avente altezza h di 100 mm ed una piattabanda di
larghezza 40 mm, dove si può notare come sono stati collegati i vari elementi mediante la
corrispondenza dei nodi di unione. Questa operazione è necessaria per ottenere una corretta
distribuzione delle sollecitazioni in ogni elemento. Nelle figure 9 e 10 viene riportato il
modello numerico completo, composto da 239,361 nodi e da 244,252 elementi, suddivisi nelle
tipologie riportate in Tabella 1.
Figura 8: Particolare di incrocio tra rinforzi ad “omega” A e B
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Figura 9 e 10: Modello numerico del guscio in sandwich e del grigliato strutturale
Tabella 1: Elementi utilizzati nel modello
A questo punto della modellazione è stato verificato l’orientamento delle normali dei singoli
elementi in modo da ottenere lo stesso orientamento per tutto il modello, indispensabile per
una più facile interpretazione dei risultati.
Nelle figure 11 e 12 viene riportata la scelta dell’orientamento delle normali nel roll-bar e nel
sandwich esterno. Lo stesso criterio è stato utilizzato per i diversi strati della sequenza di
laminazione.
Figura 11 e 12: Normalizzazione dell’orientamento delle normali dei singoli elementi
I singoli strati di un composito sono generalmente schematizzati come materiali ortotropi; un
materiale ortotropo ha come caratteristica quella di avere tre piani di simmetria ortogonali
tra loro. Nel nostro caso si è scelto di utilizzare materiali preimpregnati (Tabella 2) perché, a
differenza degli altri metodi di impregnazione, garantiscono un rapporto certo resina - vetro,
il quale unito a sistemi di formatura curing e post curing adeguati, consentono di prevedere in
maniera certa i risultati. Una volta definiti i materiali si è potuto procedere alla creazione dei
laminati in single skin e dei sandwich (figura 13) specificamente sviluppati per resistere alle
forze di impatto previste.
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Tabella 2: Materiali impiegati nella laminazione
Figura 13: Realizzazione dei compositi in Patran.
Nella condizione reale la capsula di sicurezza viene fissata all’imbarcazione con due flange in
single skin di “ancoraggio” longitudinali poste sui fianchi della capsula, le quali saranno fissate
ai paramezzali dell’imbarcazione come mostrato in figura 14. Nel modello numerico questi
laminati sono stati schematizzati con due piastre in single skin di spessore 30 mm sui quali
sono poi stati applicati i vincoli sulle estremità longitudinali. Nella simulazione condotta si è
deciso di analizzare il caso peggiorativo, ovvero quello in cui la capsula non si sgancia
dall’imbarcazione da gara al momento dell’impatto, assorbendone tutta la forza. A questo
scopo si è proceduto a posizionare dei vincoli, che non permettano le traslazioni, nei nodi
esterni delle piastre di “ancoraggio” (figura 15).
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Figura 14: Metodo di installazione della cellula di sicurezza
Figura 15: Applicazione dei vincoli in Patran
Per quanto riguarda i carichi da applicare si sono studiati diversi load cases, come sintetizzato
in Tabella 3. Nei primi due casi sono stati simulati i requisiti minimi richiesti dal regolamento
UIM, riguardanti la tenuta del roll-bar [8] e la pressione che il cockpit deve sopportare [9]. Nei
restanti tre casi si è andati a simulare i casi d’incidente più pericolosi per una imbarcazione da
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gara, e cioè il Dives, il Loop e l’intrusione laterale da parte di un’altra imbarcazione (side
intrusion) [10]. Per simulare questi ultimi tre casi viene assunta come pressione quella
ricavata dalla seguente formula:
dove:
ρ = 1025 [kg/m3]
V = 200 [km/h]
Tabella 3: Load cases analizzati
Figura 16: Caso Dives: esempio di area in cui viene applicata la pressione
In tutti i casi è stata analizzata la distribuzione delle tensioni nel laminato nelle direzioni x e y
e il taglio xy. Per la verifica delle tensioni risultanti è stato utilizzato il criterio di Tsai-Hill [11].
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4. SIMULAZIONE CASI RICHIESTI DAL REGOLAMENTO UIM
4.1. Caso dimensionamento roll bar
E' stato applicato un carico di 76.34 kN su una superfice di 0.03 m2 equivalente all’area della
striscia di fasciame associata ai rinforzi che costituiscono il roll-bar.
Figura 17: Taglio XY sandwich (N/mm2)
Figura 18: Taglio XY strutture di rinforzo (N/mm2)
In base a questa analisi il roll-bar ha soddisfatto le richieste del regolamento UIM; tale
risultato è dovuto allo spessore del sandwich esterno che nella capsula da noi progettata è di
50 mm rispetto a quello da 20 mm solitamente impiegato.
4.2. Caso pressione sovrastruttura 4000N
In questo secondo caso si è applicato un carico di 4000 N su una superficie di 0.35 m2 che
corrisponde all’area più critica della sovrastruttura dove si trova l’apertura per l’uscita di
sicurezza superiore.
Figura 19: Taglio XY sandwich (N/mm2)
Figura 20: Taglio XY strutture di rinforzo (N/mm2)
Dall'analisi condotta è risultato che il pannello, costruito con un sandwich da 20 mm, ha
soddisfatto le richieste dal regolamento UIM.
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5. SIMULAZIONE CASI D’INCIDENTE
5.1. Caso Dives
In questo caso l’imbarcazione, dopo essere decollata su un’onda, assume un assetto troppo
appruato che la porterà ad ingolfarsi nell'onda successiva subendo gravi danni, come
testimoniato dalle immagini di figura 21.
Figura 21: Caso Dives
L’imbarcazione viene quindi sottoposta ad un elevato carico longitudinale e può riportare
gravi danni alla struttura dello scafo e del ponte di coperta. Il danno più rilevante è quello
dovuto all’impatto dell’acqua sul parabrezza della capsula. A tal fine si è prevista
un’inclinazione del parabrezza inferiore ai 30° richiesti dal regolamento UIM. Per la
simulazione di questa tipologia di incidente è stato applicato un carico di 1.58 N/mm2 sulla
parte più sollecitata della struttura che corrisponde alla parte centrale del parabrezza, con
una superficie di circa 0.50 m2.
Figura 22: Taglio XY sandwich (N/mm2)
Figura 23: Taglio XY strutture di rinforzo (N/mm2)
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Figura 24: Deformazione lungo X (mm)
Dall’analisi condotta si può notare come le sollecitazioni vengano trasmesse dal parabrezza
all’ossatura longitudinale della murata (figura 24) la quale a sua volta le andrà a scaricare sui
supporti di “ancoraggio”. Il sistema di ancoraggio della capsula è stato progettato in modo che,
se la pressione risultasse troppo elevata per il sandwich della sovrastruttura, i supporti di
“ancoraggio” cedano prima di provocare il collasso della capsula. Questa soluzione
permetterebbe di dissipare buona parte della forza d’impatto, a beneficio della capsula e dei
suoi occupanti.
5.2. Caso Loop
In caso di Loop l’imbarcazione perde completamente l’assetto, dovuto alla veloce variazione
dell’incidenza del fondo dello scafo, fino a quando la portanza provoca prima il decollo
dell'imbarcazione e poi il ribaltamento, come mostrato in figura 25.
Figura 25: Caso Loop
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Questo tipo di incidente è uno dei più pericolosi in quanto, quando l'imbarcazione impatta
sull'acqua, tutta la forza dell’urto viene scaricata sulla capsula che protegge i piloti; spesso le
capsule oggi in uso cedono alla pressione con conseguenze letali. Anche nella simulazione del
caso di Loop si è scelto di applicare un carico di 1.58 N/mm2.
In questa situazione la parte che verr{ maggiormente sollecitata per effetto dell’incidente
corrisponde alla zona alta a poppa della capsula, che risulta esser pari ad una superficie di
0.53 m2.
Figura 26: Taglio XY sandwich (N/mm2)
Figura 27: Taglio XY strutture di rinforzo (N/mm2)
Figura 28: Deformazione lungo X (mm)
I plottaggi mostrati nelle figure 26 e 27 mostrano come le sollecitazioni maggiori vengano
scaricate quasi completamente sui rinforzi della zona poppiera, i quali a loro volta come nel
caso precedente, le andranno a scaricare sui supporti di “ancoraggio”.
5.3. Caso Intrusione
Questo tipo di incidente, fortunatamente, in Class 1 non si è ancora verificato; tuttavia
considerando quanto le imbarcazioni corrano vicine le une alle altre (come mostrato in figura
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29) costrette in scia ad impattare sulle onde formate dagli altri scafi, è sembrato quantomeno
cautelativo tenere in considerazione anche questo tipo d’incidente.
Figura 29: Gara di Class1
Figura 30: Caso d’intrusione
Con gli scafi da gara attuali, in caso di un’intrusione laterale, l’imbarcazione coinvolta sarebbe
facilmente passata da murata a murata in corrispondenza della capsula e per gli occupanti ci
sarebbero ben poche possibilità di sopravvivenza (figura 30). Si è quindi andati ad applicare
un carico di 1.58 N/mm2 al pannello di murata in corrispondenza del posto di guida con una
superficie di 0.41 m2.
Figura 31: Taglio XY sandwich (N/mm2)
Figura 32: Taglio XY strutture di rinforzo (N/mm2)
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Figura 33: Deformazione lungo X (mm)
In quest'ultimo caso si può notare come il sandwich da 140 mm soddisfi le aspettative
assorbendo quasi tutta la pressione e distribuendone una minima parte sui roll-bar. A titolo
cautelativo si è deciso di applicare tutta la forza sul pannello della capsula senza tener conto
che buona parte della pressione verrebbe scaricata e dissipata prima sulla murata
dell’imbarcazione, poi sulla paratia longitudinale dello scafo ed infine sulla capsula.
6. VERIFICA DEI RISULTATI DELLE ANALISI FEM
Sui risultati ottenuti è stato effettuato un controllo per verificare che il valore delle tensioni
lungo X (Tabella 5) e Y (Tabella 6) e i valori del taglio XY (Tabella 7), in ogni strato, non
superassero quelli limite del materiale utilizzato. Di seguito viene riportata la formula di TsaiHill [11] utilizzata per la verifica delle tensioni nei singoli strati dei laminati, la Tabella 4 con
le caratteristiche meccaniche dei materiali utilizzati e l’esito della verifica FEM per ognuno dei
casi considerati.
Tabella 4: Caratteristiche meccaniche dei materiali utilizzati
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Tabella 5: Valori delle tensioni lungo X
Tabella 6: Valori delle tensioni lungo Y
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Tabella 7: Valori delle tensioni di taglio XY
7. CONCLUSIONI
Lo scopo del lavoro qui descritto era quello di progettare una capsula di sicurezza universale,
per imbarcazioni a motore da competizione, in grado di resistere a diverse tipologie di
incidenti. E' stato inoltre studiato un sistema che ne permettesse la rapida ed economica
installazione anche su imbarcazioni già esistenti, senza dover apportare modifiche importanti
alla struttura dell’imbarcazione. Mediante l’analisi FEM è stato possibile individuare i punti
dove la struttura viene maggiormente sollecitata, ottimizzando così il grigliato strutturale
affinché supporti al meglio il guscio esterno in sandwich. È stata studiata, in particolar modo,
la risposta del sandwich in ogni suo strato e verificatala resistenza alle sollecitazioni
dell'impatto. La disposizione dell’equipaggio in “tandem” adottata in questo studio, al
momento è sperimentale in quanto non prevista dal regolamento. Tuttavia tale soluzione
rende la capsula più sicura e di più facile costruzione ed installazione rispetto a quelle del tipo
“side by side”.
I possibili sviluppi futuri di questo progetto sono rappresentati dai seguenti argomenti:
- Analisi FEM in campo non lineare della capsula di sicurezza costituita dal solo fasciame in
sandwich senza l’utilizzo del grigliato strutturale e del roll-bar previsti dal regolamento UIM.
- Studio di una capsula di sicurezza per un solo Pilota. Questa soluzione risulta esser più
adatta al tipo di gare offshore moderne, in quanto queste si corrono su circuiti costieri e non
più in mare aperto dove vi era la necessità del Throttleman. Questa nuova configurazione
potr{ consentire un controllo migliore dell’imbarcazione da parte del pilota.
BIBLIOGRAFIA
[1] Union Internationale Motonautique (UIM), “Offshore 508 Guidelines”, 2011.
[2] Guido Cappellini, www.guidocappellini.com.
STUDIO DI UNA CAPSULA DI SICUREZZA PER BARCHE DA GARA OFFSHORE
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V CONGRESSO SEA – MED
4 luglio 2014 - Messina
[3] Sergio Abrami, “ Evoluzione della normativa sulla sicurezza in offshore”,
www.altomareblu.com, 1991.
[4] Fabio Buzzi, “Progettare per vincere”, Mursia, 1994.
[5] World Professional Powerboating Association (WPPA), “The racing rules of professional
powerboating”, 2009 – 2012.
[6] MSC Nastran User’s Guide, 2012.
[7] Rhinoceros SR8, 2010.
[8] M. Lundblad, “Sample dimension of rollbars 3C”, Union Interernationale Motonautique
(UIM), /2011.
[9] S. Hansen, “CL3 cockpit consideration”, Union Interernationale Motonautique (UIM), 2013.
[10] C. Di Trapani, E. Mastrella, A. Zallo, G. Pantanella, M. Benedetti, M. Calcagni,
“Affondamento dei motori di un veicolo di lancio”, Compositi magazine, anno VII – numero 25,
2012.
[11] Daniel Gay, Suong V. Hoa, “Composite materials: Designe and Applications”, CRC Press,
second edition, 2007.
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4. Fatica oligociclica di giunzioni saldate utilizzate nelle
costruzioni navali
P. Corigliano1, V. Crupi1, W. Fricke2, E. Guglielmino1
1DIECII,
Università di Messina
2Institut of Ship Structural Design and Analysis, Hamburg University of Technology
Sommario
Le strutture saldate, utilizzate nelle costruzioni navali, sono generalmente sottoposte a
sollecitazioni variabili nel tempo, che possono produrre significative deformazioni elastoplastiche e quindi portare alla rottura del componente dopo un numero di cicli di esercizio
relativamente basso. L´obiettivo del presente lavoro è stato quello di investigare il
comportamento di giunzioni saldate a T in regime di fatica a basso numero di cicli mediante
tecniche a campo intero: la Digital Image Corrrelation e la tecnica termografica ad infrarossi.
Sono state eseguite prove di fatica a basso numero di cicli su provini saldati “small scale” con
lo scopo di ottenere condizioni di carico analoghe a quelle che si hanno nei componenti “large
scale” nelle loro effettive condizioni di esercizio.
1. INTRODUZIONE
Le strutture navali sono soggette a carichi ciclici di fatica, indotti principalmente
dallefluttuazioni delle pressioni d’onda e dai moti della nave. La rotturain seguito a carichi
variabili, di elementi strutturali utilizzati in campo navale, è un processo estremamente
localizzato, che dipende da numerosi parametri quali geometria locale, condizioni di carico e
proprietà del materiale. Questi effetti diventano ancor più rilevanti e complessi nel caso delle
giunzioni saldate. Il processo di saldatura produce delle variazioni, nel comportamento della
parte investigata, dovute anche a fattori microstrutturali. Infatti, le proprietà meccaniche
cambiano dalla zona fusa al materiale base, passando per la zona termicamente alterata. Sono
statisviluppati in letteratura diversi metodi di previsione della resistenza a fatica di giunti
saldati adoperati nellecostruzioni navali ed un review dei metodi è riportato in [1, 2]. Le
Normative vigenti in tema di resistenza a fatica dei giunti saldati danno indicazionialquanto
conservative [3 -5].
Nel presente lavoro di ricerca sono state applicate tecniche sperimentaliper lo studio della
risposta di giunzioni saldate a T in regime di low-cyclefatigue (LCF). La struttura analizzata è
una riproduzione small scale di componentilarge scale utilizzatinelle costruzioni navali e già
analizzati in precedenti lavori scientifici degli autori [6, 7]. Sono state applicate
contestualmente la tecnica di correlazione delle immagini digitali (DIC) per quanto riguarda la
misura di spostamenti e deformazioni e la tecnica termografica ad infrarossi (IRT) per le
misure locali di temperatura.
2. MATERIALI E METODI
2.1. Set-up sperimentale e test preliminari
E' stata condotta in passato presso l’Università Tecnica di Amburgo (Hamburg University of
Technology - TUHH) una campagna di prove di LCF su strutture large scale(fig. 1), relative ad
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undettaglio strutturale saldato costituito da due travi a doppia T.I risultati delle prove
sperimentali sono riportati in [6, 7]. Nel presente lavoro di ricerca sono stati analizzati
provinismall scale(fig. 2),con l'obiettivo di riprodurre condizioni di carico e vincolo simili a
quelle del modellolarge scale(fig. 1).
Figura 1: dettaglio strutturale large scale.
Figure 2: provini small scale.
Il materiale utilizzato è un acciaio dolce S235JR, che trova una vasta applicazione nella
costruzione navale. Per caratterizzare il materiale, sono state effettuate due prove di trazione
su provini realizzati in acciaio S235JR ed i risultati sono riportati in Tabella 1.
Tabella1: proprietà meccaniche.
Test 1
Test 2
E[GPa]
y[MPa]
u[MPa]
205
225
345
320
475
477
Successivamente sono stati realizzati i provini saldati. La saldatura è stata effettuata
utilizzando il processo MAG secondo gli standardDIN ISO 14341-A-G4Si1.Le dimensioni
nominali dei provini small scalesono riportate in figura 2, anche se occorre sottolineare che
dalla misura degli spessori dei provini realizzati è risultata una riduzione di spessore di 0,4
mm rispetto al valore nominale (12 mm) per quanto riguarda la piastra verticale. Su tali
provini, sono state effettuate delle prove di LCF in controllo di spostamento, con un rapporto
di carico R = -1, utilizzando una macchina universale di prova MTS 810 con una cella di carico
da 250 kN. Durante la prova sono state applicate tecniche a campo intero (fig. 3). La tecnica
DIC è stata applicata al fine di investigare il campo di spostamento e di deformazione in
prossimità della saldatura e lungo il materiale base del provino. Le immagini digitali sono
state acquisite e processate mediante l’utilizzo del sistema Aramis.Contestualmente è stata
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applicata la tecnica IRT con lo scopo di valutare l’andamento della temperatura superficiale dei
provini durante le prove di LCF. Le telecamere ad infrarossi, utilizzate per le indagini
termografiche, sono i modelli:FLIR SC 7200 e A40. Le immagini ad infrarossi, che hanno una
risoluzione di 320x240 pixel, sono state analizzate con il software Altair.
Figura 3 : set up sperimentale.
Sono stati condotti dei test preliminari con lo scopo di mettere a puntoil setup
sperimentale.Come mostrato in figura 4, è stata riscontrata durante la prova la formazione di
cerniere plastiche sulla zona di curvatura del provino, pertanto si è deciso di modificare la
lunghezza del provino riducendo il tratto orizzontale (figura 5), con lo scopo di ottenere le
condizione di carico più simili a quelle delle prove full scale (figura 1).
Figura 4 : formazione di cerniere plastiche.
Figura 5 : nuova geometria dei provini.
2.2 Misure di durezza
Sono state eseguite delle misure di durezza con lo scopo di valutare l’influenza del processo di
saldatura sul provino. I risultati ottenuti, in termini di durezza HRB, sono mostrati in figura 6.
È evidente che la zona di completa fusione presenta valori di durezza elevati, se comparati al
materiale base,il che si traduce in una più alta tensione ultima a trazione e allo stesso tempo in
una minore duttilit{. L’andamento della durezza, calcolata come media dei punti aventi uguale
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coordinata x (vedi fig. 6), è riportato in figura 7. Una volta noti i valori di durezza, questa viene
convertita da HRB a HV, e si calcola il valore della tensione ultima a trazione mediante
l’equazione 1, il cui andamento lungo l'asse x è mostrato in figura 8.
𝑢 = 3.33 ∙ 𝐻𝑉
(1)
Figura 6: misure di durezza.
600
Ultimate Stress, [MPa]
Hardness trend, HRB
90
85
80
75
70
65
-10
-5
0
5
10
15
500
450
400
-10
20
-5
0
5
10
15
20
x coord, [mm]
x coord [mm]
Figura 7: andamento della durezza HRB.
550
Figura 8: andamento della σu.
3. RESULTATI E DISCUSSIONE
3.1 Prove di LCF
Sono state condotte 8prove diLCFin controllo di spostamento con rapporto di carico R=-1.In
tabella 2 sono mostrati parametri di prova.
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Tabella 2: parametri di prova.
Frequenza
Frequenza
Frequenza
Test
di prova
acquisizione
acquisizione
Δu[mm]
f [Hz]
immagini termiche
immagini digitali
1
±2
1
No applicazione IRT
6 Hz
2
±1
1
2 Hz
6 Hz
3
±1.5
1
2 Hz
6 Hz
4
±2
1
2 Hz
6 Hz
5
±2
0.1
No applicazione IRT
6 Hz
6
7
8
±1,5
±1
±2,5
1
1
0.1
2 Hz
2 Hz
1 Hz
6Hz
6Hz
6Hz
Numeri di
cicli di
frattura Nf
620
5000
1028
628
510
(prova
interrotta)
2312
8400
375
20
20
15
10
5
0
-5
-10
-15
-20
Load [kN]
Load [kN]
Le curve del carico massimo e minimo Fmax e Fminsono state ottenute per ogni prova in
funzione al numero di cicliN. In figura 9 sono mostrati i risultati relativi al test n. 5. In
particolare, in una prima fase i valori dei carichi F max e Fminsono quasi costanti, mentre in una
seconda fase si nota un cambio di pendenza con una diminuzione del range di carico ΔF.
Questo fenomeno è confermato dai cicli di isteresi mostrati in figura 10 (sono stati
rappresentati solo i cicli più rappresentativi ) e relativi al test n. 5(Δu = ± 2 mm). In
particolare, il ciclo di isteresi si mantiene circa costante nel periodo iniziale (circa 200 cicli) e
si riduce appena il difetto inizia a crescere.
10
0
-10
-20
-3
0
200
400
Number of cycles, N
600
Figura 9: curve di Fmax e Fmin in funzione di N.
Ciclo 76
Ciclo 280
-1
1
Displacement
[mm]
Ciclo 100
Ciclo 370
3
Ciclo 200
Ciclo 470
Figura 10: cicli di isteresi a differenti N.
3.2 Analisi DIC
LaDICè una tecnica per la misura senza contatto di spostamenti e deformazioni. Essa si basa
sul monitoraggio di immagini 2D e 3D al fine di ottenere accurate misurazioni di spostamenti
deformazioni a partire da una serie di immagini digitali.
I principali passi da seguire in una tipica procedura di misurazione sono i seguenti:
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calibrazione del volume di misura;
preparazione della superficie del provino;
acquisizione delle immagini digitali del provino durante la prova;
definizione della maschera di calcolo nelle immagini di misurazione in modo tale che
soltanto le zone evidenziate del provino vengano analizzate;
• elaborazione dei risultati.
Dato un punto generico sulla superficie del provino, è possibile ottenere mediante la tecnica
DIC l’andamento dello spostamento locale ed il ciclo di isteresi locale durante tutta la prova. I
risultati relativi al test n. 1 (Δu = ± 2 mm) sono mostrati nelle figure 11 e 12.
0.8
0.6
0.4
0.2
0
-0.2
-0.4
-0.6
-0.8
-1
Load [KN]
Local Displacement [mm]
•
•
•
•
0
10
Time [s]
20
15
10
5
0
-5
-10
-15
-20
-1
20
-0.5
0
Displacement [mm]
0.5
1
Figura 11: andamento nel tempo dello Figura 12: ciclo di isteresi nel punto
evidenziato.
spostamento locale nel punto evidenziato
Dalla fig. 11risulta chiaramente che il punto considerato per l'analisi è lontano dalla zona di
saldatura; infatti, non è stato possibile analizzare punti più vicini in questo test, a causa di
problemi della maschera di correlazione tra le due telecamere. Inoltre dalla figura 12 si nota
che il sistema è in grado di registrare sei punti ad ogni ciclo, poiché la frequenza massima di
acquisizione tramite tecnica DIC è di 6 Hz e la frequenza di carico della prova meccanica è di 1
Hz (vedi tabella 2).
Pertanto, al fine di definire megliol'isteresi locale del campione ed ottenere più punti in
termini di numero di fotogrammi nel singolo ciclo, la frequenza di prova è stata ridotta a 0.1
Hz per il test n. 5 (Δu = ± 2 mm) e il test n.8 (Δu = ± 2.5 mm).
In figura 13 è riportato l’andamento della deformazionemassima nel tempo.Le sezioni da 0 a 2
sono quelle relative ad una distanza di 14 mm lungo la direzione x, mentre le sezioni 3 e 4 alla
stessa distanza lungo la direzione y. Le sezioni 2 e 3 si trovano circa all’interfaccia saldaturapiastra e gli stage points da 0 a 5 sono i punti centrali delle sezioni. È possibile notare gli effetti
delle tensioni residue, che derivano dalla geometria della zona di saldatura non perfettamente
simmetrica ed anche dal processo di saldatura, in quanto la piastra superiore risulta avere
una deformazione massima maggiore rispetto alla piastra inferiore. I risultati mostrati in
figura 14, in termini di deformazione lungo y, mostrano invece valori diversi in
corrispondenza del carico massimoFmaxe del carico minimo Fmin, questo effetto è ancora più
accentuato per gli stagepoints 1 e 2, a confermadegli effetti delle tensioni residue.
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Figura 13: andamento della deformazione massima dell’area investigata ed andamento della
deformazione massima nel tempo per i punti di mezzeria relativi alle diverse section.
(b)
(a)
Figura 14: a)andamento della deformazione εy dell’area investigata ed andamento della
deformazione εy nel tempo per i punti di mezzeria relativi alle diverse section.
b) visualizzazione dell’andamento delle ε y dell’area investigata
3.3Analisi termografica
Per tutta la duratadella prova di LCF è stata utilizzata una termocamera ad infrarossi, che
rileva con continuità la variazione della temperatura radiometrica superficiale deigiunti.
Come rilevato da studi riportati in letteratura condotti su metalli[8 – 11] e giunti saldati [3,
12,13], l'andamento della temperatura superficiale del provino durante le prove di fatica ad
alto numero di cicli (HCF)per livelli di tensione applicata superiori alla resistenza a fatica è
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caratterizzato da tre fasi distinte: un aumento iniziale (fase I), il mantenimento di un valore
circa costante (fase II) ed un repentino incremento termico appena le deformazioni plastiche
diventano rilevanti, portando il provino alla rottura(fase III). Lo stesso andamento è stato
riscontrato per giunti saldati in regime di LCF da Crupi et al. [14]. L’evoluzione della
temperatura è strettamente legata ai cambiamenti microstrutturali interni, come dimostrato
in [15, 16].
Figura 15 mostra la curva T- N per il giunto investigato durante una prova di LCF e sono
evidenti le tipiche tre fasi.
Figure 15: curva T-N .
Inoltre, l’analisi termografica ha permesso di individuare le zone in cui si registra l’innesco
della cricca. Inoltre, come previsto, la zona in cui si è registrato il gradiente di temperatura
maggiore è stata la zona in cui si è innescata la cricca (figura 15).
Figura 16 mostra un provino rotto in seguito ad una prova di fatica. Dalla figura si evince che
l’innesco della cricca si ha in corrispondenza dell’apice della saldatura dove è stato riscontrato
anche il maggiore gradiente termico. Figura 17 mostra una immagine della superficie di
frattura ottenuta mediante microscopia ottica.
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Figura 16: provino rotto per fatica.
Figura 17: superficie di frattura analizzata
mediante microscopia ottica.
4. CONCLUSIONI
Nel presente lavoro di ricerca è stato messo a punto il setup sperimentale su provini small
scale in regime di low-cyclefatigue, in modo da ottenere la stessa configurazione in termini di
condizioni di carico e di vincolo rispetto ai provini large scale, utilizzati nelle costruzioni
navali ed analizzati in precedenti lavori scientifici degli autori.
Sono state applicate contestualmente due tecniche a pieno campo: la correlazione digitale di
immagini (DIC) e la termografia ad infrarossi (IRT).
Le misure mediante tecnica DIC, hanno consentito di valutare il campo di spostamento ed il
campo di deformazione, che non sono risultati simmetrici rispetto alla saldaturaa causa delle
tensioni residue derivanti dal processo di saldatura, delle condizioni al contorno e della
geometria. Inoltre,la tecnica DICha permesso di valutare il comportamento isteretico locale
della lega in prossimità del raccordo.
Il comportamento termico del giunto investigato durante tutta la sua vita a fatica è stato
analizzato mediante la tecnica IRT. L'andamento della temperatura superficiale del provino
durante le prove di HCF e LCF per livelli di tensione applicata superiori alla resistenza a fatica
è generalmente caratterizzato da tre fasi distinte, come riportato in letteratura. Tale
comportamento è stato riscontrato anche per il giunto investigato nel presente lavoro di
ricerca.Inoltre, l’analisi termografica ha consentito di individuare le zone in cui si registra
l’innesco della cricca.
L’analisi sistematica dei risultati ottenuti ha permesso di comprendere meglio gli effetti delle
discontinuità geometriche nei giunti saldati, con l’obiettivo di fornire informazioni utili allo
sviluppo di modelli per la previsione del comportamento a frattura ed a fatica di giunzioni
saldate in regime di LCF.
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5. Cutting off deck vibration with floating floors: problem
definition and solution strategy
M. Biot1, D. Boote2, E. Brocco1, A. Clericuzio3, L. Moro1, P. N. Mendoza Vassallo1, T. Pais2
1 Department
of Engineering and Architecture, University of Trieste
Department of Naval, Electrical, Electronic and Telecommunications Engineering, University of Genoa
3 CSNI Scarl, Genoa
2
Sommario
Il progettista navale deve far fronte a richieste sempre più esigenti in termini di comfort di
bordo, soprattutto per imbarcazioni da crociera e yacht di alta qualità. Le tecniche per la
valutazione dei livelli di comfort offerti a bordo sono sempre più evolute ma si scontrano con
strette tempistiche progettuali e onerosità di calcolo. Per questo motivo la progettazione dei
sistemi di isolazione del rumore e delle vibrazioni si basa ancor oggi su approcci numericosperimentali. In questo ambito, al fine di promuovere l’approccio razionale al progetto e
all’ottimizzazione degli isolamenti da ponte, viene qui proposta una procedura che coniuga
rigore scientifico e praticità nella selezione dei sistemi di isolazione ad alte performances. In
quanto segue, dopo una breve presentazione della problematica del comfort vibro-acustico,
viene illustrata la pratica odierna nella caratterizzazione vibro-acustica dei floating floors e
infine viene introdotta la procedura proposta portando un esempio applicativo.
1. INTRODUCTION
The issue of comfort on board of cruise ships and yachts, with particular reference to noise
and vibrations, has become of paramount importance in recent years [5]. Actually, given the
strong competition among the different European shipyards, triggered by the shipowners’
demand ever growing towards a better quality of the product, the ability to offer a ship
featuring a higher level of comfort represents a crucial factor for the success of a design.
Effective actions against causes of vibro-acustic discomfort can be taken by a proper isolation
design of the sources or by the decoupling of the receivers from the vibrating structures
excited by the sources. Both solutions are mostly taken on when approaching the task of
reducing the levels of vibration and structure-borne noise in the accommodation decks of the
ships [11]. In cabins and public areas, comfort perception is highly affected by the vibration of
the floor, which largely has a direct interaction with human body. The prevention of floor
vibrations is therefore one of the main targets in the comfort design of ships where
passengers’ judgment is of primary importance, like cruise ships and yachts [3].
In the practice, different and based on different principles are the solutions today employed
for the cutting of deck vibrations. In a typical approach, laboratory tests are carried out to
design floors able to effectively cut off the vibration levels transmitted by the deck plating.
Such approach is justified by a typical demand manifested by manufacturers, which is the
comparative validation of new isolating floor solutions. The laboratory test procedure is well
consolidated and leads to reliable comparative results in terms of transmission loss index or
insertion loss index. On the other hand, numerical simulations are only done when
performing an optimization process aimed to the identification of possible changes in the
layout of a tested or conceived floor solution.
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In the joint laboratory recently set up by the cooperation of the University of Trieste,
University of Genoa and CSNI, the research branch of a company specialized in supplying
thermo-vibro-acoustic isolation products for cruise ships and yachts, a systematic analysis of
the dynamic characteristics of different types of floor solutions has been carried out. A
method of experimental investigation has been established based on common practice.
Results of the tests are opening to new solutions in the reduction of deck vibrations on board
ships. The consolidated standards of investigation, the experimental and numerical approach
implemented in the laboratory tests and the discussion of results of measurement of dynamic
characteristics carried out on different floor solutions, are the subject of the paper.
2. BACKGROUND
On board of ships there are several sources exciting vibrations, usually located at the stern
end of the ship and in the lower part of the hull, such as propellers, main engines and auxiliary
machines [11]. As for the latter, in some cases they are placed, like in the case of the air
conditioning units, along the ship on the accommodation decks. All the mentioned vibration
sources cause stationary vibration levels that give rise to a continuous cyclic loading on the
ship structures and a stationary disturbance on the people on board, when the phenomenon is
perceived as a deck vibration or a noise induced by vibration of ship interiors [10]. Other
vibration sources cause intermittent vibrations on the hull structures, like thrusters and
machines that are in operation for short periods with very long intervals between startingups. They too cause structure vibrations, which could cause high levels of stress and noise, but
since they are only present for short periods, their effects may be considered of less
importance. Along with the Diesel engines, propellers are the main sources of hull structures
vibrations on board a ship. From a propeller, excitation forces are transmitted into the ship by
the shaft line and in form of pressure pulses acting on the ship’s hull part above propeller.
Whereas shaft line forces are relevant in the analysis of shaft line vibration, the pressure
fluctuations at the stern are the predominant factor for vibrations of ship structures,
especially in case of propeller with strong cavitation [1].
A complete dynamic characterization of the structure borne vibration barriers, being they
resilient mountings placed below Diesel engines and machinery or isolating floors laid out on
the decks, is performed by specific testing procedures. Test rigs and outfitting are used in
laboratories specifically equipped, and testing is performed at frequencies ranging at best up
to 4 kHz. The specifically designed equipment should be able to dynamically excite materials
and systems under testing while a static load is applied.
On board ships, to avoid high level of structure borne noise due to main engines, the first step
is to dynamically characterize the resilient mountings [4]. As no analytical methods are today
available to predict non-linear behavior of resilient mountings, special laboratory tests are
carried out [10]. This preliminary analysis is necessary to design the decoupling system
between Diesel engine and ship structure. The propeller, the second major source of
vibrations on board ships, is hydrodinamically designed in order to reduce the pressure peaks
arising on the hull plating and its inclination to cavitation. When high levels are expected on
the hull plating above the propeller disc, damping systems are applied to the hull plating.
Once the input levels of the main vibration sources are defined and controlled, a preliminary
evaluation of the levels of the dynamic excitation of the decks may be performed [13], usually
covering the frequency range of the mechanical vibrations of the structures, up to about 100
Hz [2]. Methods for estimating the structure borne vibration levels caused on the decks by the
main onboard sources are not straightforward and, in the design practice, no specific
assessment procedures are implemented. In other words, the first choices pertaining to the
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isolation barriers are those relevant to the systems directly acting on or close to the vibration
sources in order to keep low the vibration levels spreading from the sources to the whole hull
structure [11]. The choices relevant to the isolation of the decks are left to the expertise of the
designer, and no direct calculations are performed to assess the needs in terms of isolation
performances. Usually, isolating floors are selected according to gained experience. Selection
is made basing on the isolation characteristics declared by the manufacturers of the isolation
systems. As no analytical methods are today available to predict behavior of such systems,
special laboratory tests are carried out.
The most common equipment used to characterize the vibration isolation capabilities of ship’s
deck isolation systems is the mock-up of the deck’s structure [6]. The experimental setup is
just a part of a deck, a flat plating complete of its supporting grillage made of stiffeners and
one or more deck beams and girders. The mock-up should replicate the typical deck structure
arrangement of the specific ship (or type of ship) for which tests are carried out. In the
practice, the same mock-up is used for setting isolating floors for different ships, being
generally the structure of the accommodation decks a light structure not very unlike on cruise
ships and yachts.
The use of the same mock-up is also motivated by comparison purposes.
In the test procedure, the deck mock-up is placed horizontally on soft spring supports and it is
excited by an electromechanical shaker with a stationary input in terms of flat force spectrum.
Acceleration levels are measured on the lower side and on the upper side of the plating.
Measures are taken on a sufficient number of point in order to average the effects of the major
harmonics components of the vibration spectrum.
The difference in the average vibration levels evaluated on the lower side of the deck plating
Lvd (V for velocity and d for deck) and on the deck covering L vf (f for floor), gives a measure of
the isolation capabilities of an elastically supported isolation system, whose vibration cutting
off ability is based on the mechanism of decoupling between floor and plating. In the case of
isolation systems working according to the damping effect, the isolation performances are
conveniently synthesized by the difference of the vibration levels measured both on the upper
side before and after the application of the isolation system and referred to as L v0 and Lvf
respectively. The index conventionally used to characterize the isolating floor is called
transmission loss (TL) for the decoupling systems and insertion loss (IL) for the damping
systems:
In general, because of the use of a practical procedure, the measured indexes, which
synthesize the dynamic characterization of the isolating floors, just maintain the meaning of
comparative parameters, and tests’ results can only be employed for comparative purposes.
Lack of international standards and guidelines on how to characterize the vibration isolation
of deck coverings is usually compensated by expertise of the comfort designers.
3. IMPROVED DESIGN PROCEDURE
With the aim of supporting designers in the decision process relevant to the improvement of
the dynamic performances of a deck isolation system like a floating floor, a procedure based
on numerical calculations and further laboratory tests has been set. In effect, after carrying
out the traditional laboratory tests on the mock-up of a plating deck, it is a typical need of the
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designer to know the effects, on the dynamic performances of the tested isolation system
configuration, due to possible modifications. This can be made on a rational basis by resorting
to a coupled numerical and experimental assessment procedure.
In the first step of the enhanced procedure, the concurrent effects of mass and stiffness
changes is evaluated by an FE analysis developed on a significant extension of the deck
isolation system. The study is specifically performed to evaluate the dynamic behavior of the
elastic part of the isolation system, while the role of the floor finishing, being this just effective
as acoustic isolation, can be disregarded in this phase. The same stands for the deck plating
which, being made of steel or aluminum alloy, has a higher stiffness that depends on the
structural scantling and cannot be optimized for isolation purposes. In fact, the floating floor
works as a typical spring-mass system to reduce vibrations on the planking level through the
decoupling between deck plating and floor by means of the elastic part of the system.
Implementation of the FE analysis requires the knowledge of the material parameters, like the
elastic modulus and the frequency varying damping properties, which should be available
after specific material testing.
The elastic part of the isolation system is studied under the assumption of small
displacements (linear system) and soundness of FE model is validated in terms of frequency
response functions of the vibration velocity by the comparison of the calculated FRF’s with
those derived by the measurement campaign carried out on the deck plating mock-up. If
necessary, an updating process of the FE model is developed. In doing this, attention is
focused on the first vertical mode, by controlling the relevant modal frequency. In particular,
the aim of the FE modal analysis is the evaluation of the modal frequency associated to the
first vertical mode of the deck isolation system.
Once the model has been validated, a series of possible enhancements may be tested by
evaluating the effects of minor but effective modifications made on the original system
configuration. Changes are relevant to the mass distribution and stiffness of the elastic part
and, if possible, to the mass of the relevant supporting frame. The final targets of the analysis
are in general both the reduction of the weight of the floating floor and the increase of its
transmission loss. The latter is controlled by lowering the value of the modal frequency
associated to the first vertical mode of the spring-mass system, by acting on the stiffness (and
the damping properties) of the elastic part of the isolation system. The role of the first vertical
modal frequency is of primary importance, as it controls the shift of the transmission loss
curve along the frequency axis and, therefore, the levels of the transmission loss at every
frequency, while the slope of the curve is dominated by the damping coefficient of the elastic
material.
The optimization process is subject to operative design restrictions like, for instance, a low
deflection of the planking level when undergoing the action of the inertial forces due to the
mass of furniture, equipment and people. The optimization process moves from the reduction
of the masses of the mass-spring system, which have influence on both the weight and the
dynamic response of the isolating floor.
In the second step of the enhanced procedure, the concurrent effects of mass and stiffness
changes is validated by carrying out tests on the most promising solutions previously
identified in the predictive numerical analysis. The experimental tests are carried out on a
small portion of each improved configuration, in order to assess their dynamic
transmissibility and to validate the outcomes of the predictive analyses. The dynamic
transmissibility T2,1(f) is defined as the output to input force ratio where the input force F1(f)
is referred to a unit mass [4]. By defining the output force F2(f) and the input force referred to
unit mass though the acceleration a1(f), where subscript 1 refers to input side and 2 refers to
output side, that is the base and the top of the testing sample, it comes out:
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The dynamic transmissibility is evaluated in the entire range of frequencies f of interest for
the dynamic characterization by means of measurements performed on laboratory test rigs.
The ISO 10846 standards could be a sound reference for the experimental measurement of
such dynamic transfer properties in both the low and high frequency range [7][8][9].
According to that approach, the characterization of a spring-mass system is achieved by
referring to a three block system: the vibration source (i.e., the vibrating panel of the deck),
the isolation system (i.e., the floating floor system) and the receiving element (i.e., the floor
finishing). Application of the procedure is subject to the main assumption, that the contact
between the three blocks may be treated as a series of independent single-point-connected
systems.
According to the ISO 10846-1, to describe the vibro-acoustic characteristics of a spring-mass
system the most significant parameter is the dynamic transfer stiffness, which is defined as
the ratio between the dynamic force on the blocked output side of an isolator F2b(f) and the
displacement on the driven side u1(f). Once the dynamic transfer stiffness has been obtained,
the dynamic transmissibility can be derived [4][12]:
In the audio-frequency range, the dynamic transfer stiffness of an isolation system is
determined using the so-called indirect method proposed in the ISO 10846-3. In the indirect
method [14], the blocking force is not directly measured and is derived from acceleration
measurements performed on the blocking mass that is dynamically decoupled from the test
rig chassis, as shown in Figure 1. The testing sample is not directly coupled with the vibration
source, as a compact mass, called excitation mass, is interposed. The excitation mass function
is to provide the condition of contact point at the input side of the testing sample and, as the
blocking mass, is dynamically decoupled from the test rig structure using auxiliary isolators.
Under the testing sample, the so-called blocking mass is placed. It provides a high-stiffness
contact point at the isolator output side, so that the forces between the isolator output side
and the receiving mass are approximately equal to the blocking forces. The blocking mass
must have a high inertia, both translational and rotational, whereas its decoupling isolators
should have a suitable low stiffness to keep low the resonance frequencies of the six rigid
motions of the mass. An actuator is used for applying a static preload, so that the testing
sample is tested in working condition.
The approach is valid if tests are performed in a frequency range that is not affected, at the
lower frequencies, by the vertical motion at resonance frequency of the blocking mass
constrained between the soft isolator bed and the testing sample and, at the higher
frequencies, by the limit of the rigid-body like behavior of the blocking mass. A proper setting
of the test rig allows to perform reliable measurements on a wide range of frequencies, in
general adequate for the dynamic characterization of a floating floor.
At the Ship Noise and Vibration Laboratory of the University of Trieste, a test rig is available
for testing elastomeric spring-mass systems. It has been specifically designed to assess
dynamic behavior of the resilient elements used for isolating the main Diesel engines on
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board cruise ships and can also be conveniently used to validate the behavior of the isolating
floating floors for using onboard ships.
Figure 1: Test rig layout for the laboratory experiments (according to the indirect method).
The process of optimization of the isolation floor can be concluded by comparison of the
curves of the dynamic transmissibility versus the frequency obtained for the various
configurations. Finally, the performances of the enhanced solution can be assessed on the
deck plating by the traditional experimental setup for the evaluation of the transmission loss
curves.
4. IMPLEMENTATION OF THE PROCEDURE TO A REAL CASE
The described procedure has been implemented to study a real case, with the aim to optimize
a high performance floating floor to be used on board ships where the level of comfort to be
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assured is very high. The deck isolation system is a typical floating floor made of a grillage of
hollow beams that are elastically suspended on a strip made of viscoelastic material. The
beams act as a support for both the noise isolation mineral wool panels, which are keep
disconnected from the deck plating, and for the floor finishing panels, usually calcium-silicate
panels.
In a first phase, the isolation system in its original configuration has been tested on the deck
plating mock-up and the transmission loss curves shown in Figure 2 have been derived for the
case of no preloading and of a uniform applied pressure of about 440 N/m 2. For the same
system, and specifically for the elastic part of the system, a complete characterization of the
material parameters was available and, on this basis, a linear FE analysis was carried out,
leading to the validation of the first vertical mode frequency for comparison with that
evaluated by direct measurement. Then, a series of modifications has been conceived, with the
aim to find the best compromise between weight of the system and dynamic performances in
terms of transmission loss index. Different solutions have been modelled, by reducing the
thickness of both the elastomer and the grillage beam section, by altering the elastic modulus
of the elastomer and finally by modifying the shape and extension of the footprint of the
elastomer on the deck plating – while the beam spacing remains fixed being it harmonized
with the stiffening spacing of the deck structure.
Figure 2: Transmission Loss index measured on the plating deck mock-up.
The FE model used for the dynamic characterization of the isolation system is just a module of
the grillage. In Figure 3, the model is shown with reference to the base solution.
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Figure 3: FE model of the floating floor (Modification #6).
In Table 1, some of the results of the 14 cases studied are shown, expressed in terms of
vertical deflection and first vertical mode frequency, two of the governing factors of the
optimization process. Moving from the first configuration listed in the table, which is the
original configuration (Mod. #0) and is here used as reference for the evaluation of the
modifications’ benefits, to the others listed in table, the weight per square meter of the
isolation system is decreasing, as shown in the third column of the table. Results refers to a
static preload of 2450 N/m2.
Values shown in Table 1 gives evidence of pros and cons obtained by single modifications and
also by combining them on the base configuration. Variations of the factors governing the
optimization process can be very high and should then be compared with design restrictions,
like the admissible operative deflection. From a first analysis, the best solution is that
identified as Mod. #9 provided that the maximum vertical deflection could be considered
admissible.
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As for the second phase of the optimization process, being the research project ongoing, no
results are now available. Testing on the most promising solutions have been scheduled but
not performed. The sample of the improved configurations of the floating floor are in process
and the first results in terms of dynamic transmissibility are expected in the next months. As a
first result, it may be concluded that the numerical FE analysis can be effectively applied in
the design process of a high performance floating floor and that the proposed procedure
appears to be effective in supporting the designer in the selection process of high
performance floating floors.
5. CONCLUSIONS
Design of deck isolation systems like floating floors needs to be performed by making use of
rational based procedures in order to fulfill the ever-growing request of comfort expressed by
passengers on board of cruise ships and yachts. The decision processes for the optimization of
the vibration isolation systems may be supported by a coupled numerical and experimental
assessment procedure like that proposed in the paper. By implementing the improved design
procedure, a fully dynamic characterization of the isolation systems can be performed leading
to enhanced solutions. In the outlined real case, potentiality of the method is proven even if
results are not yet conclusive, as the research project within the real case has been analyzed is
in progress.
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70
REFERENCES
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Naval Architect – International Journal of The Royal Institution of Naval Architects, March
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[3] Biot, M. & De Lorenzo, F. Open Issues Regarding Noise and Vibrations on Board Cruise
Ships: a Suggested Approach for Measuring Comfort. Proceeding of the Autumn Conference
2007 − Advanced in Noise and Vibration Engineering, Institute of Acoustics, Oxford, UK,
(2007).
[4] Biot, M. & Moro, L. Experimental study of a resilient mounting for marine diesel engines.
Proceedings of the IMDC 2012 Conference, Vol. 3, pp 503-516, Glasgow, UK, (2012).
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evolution of the standards. Proceeding of the International Conference on Marine Research
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treatment. Maritime Transportation and Exploitation of Ocean and Coastal Resources, pp 395403, Ed. Guedes Soares, Garbatov & Fonseca, Taylor and Francis, London, UK, (2005).
[7] ISO 10846-1, Acoustics and vibration − Laboratory measurement of vibro-acoustic
transfer properties of resilient elements − Part 1: Principles and guidelines. International
Organization for Standardization, (2008).
[8] ISO 10846-2, Acoustics and vibration − Laboratory measurement of vibro-acoustic
transfer properties of resilient elements − Part 2: Direct method for determination of the
dynamic stiffness of resilient supports for translatory motion. International Organization for
Standardization, (2008).
[9] ISO 10846-3, Acoustics and vibration − Laboratory measurement of vibro-acoustic
transfer properties of resilient elements − Part 3: Indirect method for determination of the
dynamic stiffness of resilient supports for translatory motion. International Organization for
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[10] Mondot J.M. and Petersson B. Characterization of structure-borne sound sources: The
source descriptor and the coupling function. Journal of Sound and Vibration, 114(1), (1987).
[11] Moro, L., Biot, M., Brocco, E., De Lorenzo F. and Mendoza Vassallo, P.N. Hull Vibration
Analysis of River Boats. First International Conference IDS2013 – Amazonia, Iquitos, Peru,
(2013).
[12] Moro, L, Biot, M, Mantini, N, and Pestelli, C., Solutions to improve accuracy in
experimental measurement of the dynamic response of resilient mountings for marine diesel
engines, Analysis and Design of Marine Structures, pp 355-366, Ed. C. Guedes Soares and J.
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[13] Petersson, B. and Plunt, J., On Effective mobilities in the prediction of structure-borne
sound transmission between a source structure and a receiving structure, part 1: Theoretical
background and basic studies. Journal of Sound and Vibration, 82, (1982).
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Finite Element Method, Journal of Marine Science and Technology, DOI 10.1007/s00773-0120210-1, Springer, (2012).
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6. Analisi sperimentale di giunzioni incollate in composito
per applicazioni navali
S. Abrami1, F. Cucinotta2, G. Epasto2, G. Risitano2
1Progettista
2DIECII,
nautico, titolare dello studio SAYD
Università di Messina
Sommario
L’utilizzo dei materiali compositi fibro-rinforzati sin dalla loro introduzione è cresciuto
significativamente negli ultimi anni. I compositi hanno ampiamente dimostrato la loro
funzionalità in campi sempre più diversificati. La bassa densit{, l’alta resistenza, l’elevata rigidezza
rispetto al peso, l’eccellente durabilit{ e la versatilit{ nell’assumere le forme più svariate sono le
ragioni principali del loro successo come componenti strutturali negli aerei, nelle automobili, nei
moduli spaziali, nelle imbarcazioni ed in molti altri campi. Nel presente lavoro di ricerca sono
state svolte delle prove statiche di flessione a 4 punti su giunzioni incollate realizzate in provini di
materiale composito laminato ad alte prestazioni ottenute con differente composizioni di fibre di
carbonio ed aramidiche. I test impiegati sono mutuati da quelli che ormai rappresentano lo
standard internazionale nel campo della motonautica offshore.
1. INTRODUZIONE
L’utilizzo dei materiali compositi fibro-rinforzati sin dalla loro introduzione è cresciuto
significativamente negli ultimi anni. I compositi hanno ampiamente dimostrato la loro
funzionalit{ in campi sempre più diversificati. La bassa densit{, l’alta resistenza, l’elevata
rigidezza rispetto al peso, l’eccellente durabilit{ e la versatilit{ nell’assumere le forme più
svariate sono le ragioni principali del loro successo come componenti strutturali negli aerei,
nelle automobili, nei moduli spaziali, nelle imbarcazioni ed in molti altri campi [1].
Nel presente lavoro di ricerca sono state svolte delle prove statiche di flessione a 4 punti di
provini di materiale composito laminato.
Principali problemi dei materiali impiegati in campo sportivo per applicazioni Off-Shore:
• Sicurezza.
• Leggerezza.
• Affidabilità.
Scopo del lavoro è quello di caratterizzare meccanicamente 4 diverse tipologie di materiale
composito impiegato nell'industria dei mezzi veloci da competizione.
2. MATERIALI E METODI
I provini sono realizzati con diversi piani di laminazione. Nella Tabella 1 sono riportati i dati
dei quattro tipi di materiale composito adottato. I provini hanno una lunghezza di 400 mm e
una profondità di 100 mm; lo spessore varia da tipologia a tipologia in funzione della
laminazione effettuata.
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Tabella 2: Tipologia dei materiali oggetto di studio
Tipo 1
Tipo 2
Tipo 3
Tipo 4
40
25
22,5
35
242
357
253
343
Produttore
Marine
Technology Inc.
(Missouri)
EcoSeas (Abu
Dhabi, UAE)
Victory Team
(Abu Dhabi, UAE)
EcoSeas (Abu
Dhabi, UAE)
Categoria
Class 1
X-CAT (canopy)
Formula Nation
Cup
X-CAT (hatch)
Spessore medio
[mm]
Densità media
[kg/m3]
Tabella 3: Dati di laminazione provino di Tipo 1.
Strato
Materiale
Orientamento °
Peso [g/m2]
1
Carbon
45/45
402,46
2
E-Glass / Aramid
45/45
422,56
3
Carbon
45/45
402,46
4
Balsa 38,1 mm
-
-
5
Carbon
45/45
402,46
6
E-Glass / Aramid
45/45
422,56
7
Carbon
45/45
402,46
Tabella 4: Dati di laminazione provino di Tipo 2.
Strato
Materiale
Orientamento °
Peso [g/m2]
1
E-Glass MAT
Random
300 o 450
2
Carbon
45/45
407
3
Carbon
0/45/90/45
807
4
Carbon
45/45
407
5
Corecell 20 mm
-
-
6
Carbon
45/45
407
7
Carbon
0/45/90/45
807
8
Carbon
45/45
407
9
Kevlar
-
175
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Tabella 5: Dati di laminazione provino di Tipo 3.
Strato
Materiale
Orientamento °
Peso [g/m2]
1
Carbon
0/90
200
2
Carbon
45/45
200
3
Aramid
0/90
170
4
Carbon
45/45
200
5
Aramid / Carbon
0/90
210
6
Airex 10 mm
-
-
7
Aramid Carbon
0/90
210
8
Airex 10 mm
-
-
9
Aramid
0/90
170
10
Carbon
45/45
200
11
Aramid / Carbon
0/90
210
Tabella 6: Dati di laminazione provino di Tipo 4.
Strato
Materiale
Orientamento °
Peso [g/m2]
1
E-Glass MAT
Random
300 o 450
2
Carbon
45/45
407
3
Carbon
0/45/90/45
807
4
Carbon
45/45
407
5
Corecell 30 mm
-
-
6
Carbon
45/45
407
7
Carbon
0/45/90/45
807
8
Carbon
45/45
407
9
Kevlar
-
175
I provini sono stati testati con macchina a flessione a quattro punti con distanza tra gli
appoggi fissa e in particolare pari a 200 mm nella traversa inferiore e a 100 mm nella traversa
superiore. Il carico è stato applicato per mezzo di rulli liberi di ruotare per evitare tensioni
indotte da strisciamento (Figura 1).
Tutti i provini sono stati portati a rottura e di ogni prova è stata misurata la freccia massima
prima di arrivare a rottura e il carico necessario.
Laddove non diversamente specificato, il carico viene applicato a velocità costante pari a 0.4
mm/s e il provino viene posizionato in modo che la faccia interna, ovvero quella dal lato dello
stampo in fase di produzione, sia dal lato della traversa superiore.
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Figura 1: Set-up di prova.
3. RISULTATI E DISCUSSIONE
In figura 2 sono riportate le curve carico vs freccia relative al materiale di tipo 1. Si può notare
un andamento qualitativamente similare (continui cedimenti successivi degli strati), ma con
una accentuata variabilità qualitativa.
Un comportamento similare, ma meno visibile, lo ha il materiale di tipo 2 (Figura 3), nel quale
caso si vedono in modo meno evidente gli effetti dei cedimenti successivi degli strati.
Figura 2: Curva carico vs freccia relativa al materiale di tipo 1.
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Figura 3: Curva carico vs freccia relativa al materiale di tipo 2.
In figura 4 sono riportati i risultati meccanici relativi al materiale di tipologia 3. Le stesse
osservazioni fatte per i materiali precedenti, possono essere effettuate anche per questo caso.
Figura 4: Curva carico vs freccia relativa al materiale di tipo 3.
Infine, in figura 5, sono riportati i grafici relativi al materiale di tipo 4. A differenza dei
precedenti, si può notare come il comportamento
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Figura 5: Curva carico vs freccia relativa al materiale di tipo 4.
Figura 6: Micrografie ottiche dei provini dopo il test di flessione.
Lo studio delle modalit{ di cedimento effettuato con l’ausilio di un microscopio ottico, ha
permesso di rilevare diversi comportamenti per le 4 tipologie di provini testati (Figura 6). Più
nel dettaglio, si evince che la tipologia 1 presenta distacco del core con contestuale frattura del
core stesso. La tipologia 2 non presenta frattura del core (si tratta di schiuma polimerica) né
distacco dello stesso. In questo caso si rileva un meccanismo di collasso da attribuire
prevalentemente alla delaminazione delle pelli. Comportamento molto simile si rileva anche
per la tipologia 4.
La Tipologia 3 non mostra meccanismi di collasso riconducibili ai casi descritti sopra; da
attribuire alla presenza della pelle intermedia.
In figura 7, si può vedere il confronto tra i 4 diversi tipi di materiale. È evidente un
comportamento nettamente diverso, tranne che per il tratto elastico del materiale tipo 1 e
tipo 4. In figura 8, vi è il confronto tra due tipologia di materiale uguale, ma con spessori
diversi (25 mm vs 35 mm); è evidente come sia rilevante la variazione di forma ai fini delle
proprietà meccaniche degli stessi. In figura 9 è riportato il confronto tra due diverse velocità
di carico per uno stesso materiale (Tipo 2); un fattore dieci, come si evince dal grafico, non è
affatto significativo.
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Figura 7: Confronto curva carico vs freccia dei diversi materiali.
Figura 1: Confronto curva carico vs freccia per diversi spessori.
Figura 9: Confronto curva carico vs freccia per diverse velocità di carico.
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Successivamente, si è voluto effettuare un confronto cambiando esclusivamente la
disposizione del provino in macchina di prova. I risultati si riferiscono al provino del Tipo 3
(figura 10). Di norma il provino è stato posizionato con la faccia generata dallo stampo verso
gli appoggi di rilascio del carico. Per il confronto, il provino è stato posizionato esattamente in
modo inverso. Le due facce dello stesso provino differiscono per il materiale utilizzato per la
composizione; infatti, una faccia è in fibra di carbonio 0/90 da 200 g/m 2 mentre quella
opposta una faccia in fibra aramidica/carbonio 0/90 da 210 g/m 2 (tabella 3). Come si evince
dal grafico, il comportamento del provino è fortemente influenzato dal suo posizionamento, in
particolar modo dal primo cedimento in poi.
Figura 10: Confronto curva carico vs freccia per modalità di carico.
4. CONCLUSIONI
Nel presente lavoro è stata effettuata la caratterizzazione meccanica a flessione e lo studio
delle modalità di collasso di 4 tipologie di sandwich per applicazioni off-shore.
Dai risultati ottenuti in questa prima fase preliminare si può concludere che:
• Il materiale di Tipo 1 non ha una buona ripetibilità.
• Gli altri 3 tipi di materiali presentano, invece, una buona ripetibilità.
• Il meccanismo di cedimento e rottura è diverso da tipologia a tipologia.
• Le 4 tipologie di materiale presentano caratteristiche meccaniche e comportamenti
uno diverso dell’altro.
• L’aumento di 10 mm di spessore del core (Tipo 2 vs Tipo 4) triplica le prestazione
meccaniche di flessione.
• La velocità di deformazione non sembra influenzare le caratteristiche meccaniche del
materiale.
• In alcuni casi, il piano di carico può essere determinate ai fini del comportamento
meccanico.
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BIBLIOGRAFIA
[1] Biron, Michel. “Thermosets and Composites: Material Selection, Applications,
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[2] AA.VV., Adhesive joints: formation, characteristics and testing, Ed. K.L.Mittal, Utrecht,
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[3] Callister W. D., Scienza ed ingegneria dei materiali, Edises, 1999.
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Washington, 1997.
[5] Smith W., Scienza e tecnologia dei materiali, McGraw-Hill ed., Milano, 1993.
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7. Valutazione delle prestazioni dinamiche di sistemi attivi
per il controllo del rollio con attuazione
elettromeccanica
A. Testaa, S. De Caroa, D. Bazzanoa, M. Cacciatob, G. Scarcellab, G.Scelbab
a
b
DIECII, Università di Messina
DIEEI, Università di Catania
Sommario
L'articolo affronta lo sviluppo del modello matematico di un sistema attivo di attenuazione
del moto di rollio imperniato su una coppia di pinne stabilizzatrici attuate elettricamente.
Mediante il modello sviluppato possono essere analizzatele prestazioni dinamiche ed
energetiche del sistema di stabilizzazione, sia nelle condizioni di imbarcazione in movimento
che all’ancora.
1. INTRODUZIONE
Sistemi attivi per l’attenuazione dei moti di rollio sono oggi ampiamente utilizzati in
diverse categorie di imbarcazioni per ottenere alti livelli di comfort, per permettere
all'equipaggio di lavorare nelle migliori condizioni possibili e per prevenire danni al carico. I
sistemi più efficaci oggi disponibili sono quelli che utilizzano serbatoi antirollio e pinne
stabilizzatrici mobili [1]. E’ inoltre possibile combinare queste due tecniche al fine di
ottimizzare sia l'efficacia che la compattezza del sistema di stabilizzazione [2].
I sistemi di stabilizzazione con pinne mobili generano le coppie di contrasto al moto di
rollio sfruttandola portanza generata dal profilo alare delle pinne[3].Tuttavia, l’efficacia di
quest’azione dipende fortemente dalla velocit{ dell’imbarcazione, poiché le pinne generano
una forza di portanza che diminuisce rapidamente al diminuire della velocità. Pertanto, se
l'imbarcazione si muove lentamente, o se è all'ancora, l’attenuazione dei moti di rollio è
ottenuta facendo operare le pinne mobili come pagaie, sfruttando quindi forze di
idrodinamiche di resistenza piuttosto che di portanza.
Obiettivo principale di questo articolo è quello di presentare un modello matematico atto a
valutare le prestazioni e l’efficacia di un sistema di stabilizzazione anti-rollio basato su una
coppia di pinne attuate elettricamente mediante azionamenti elettrici con Motori Sincroni a
Magneti Permanenti (PMSM). Il sistema è gestito da un algoritmo di controllo, che determina
la posizione della pinna al fine di minimizzare l'ampiezza del moto di rollio. Il modello
matematico sviluppato può trovare applicazione nella valutazione delle prestazioni
dinamiche ed energetiche del sistema di stabilizzazione e nel tuning dei parametri dei
regolatori, un compito, spesso svolto sul campo con un approccio per tentativi.
L’articolo presenta in primo luogo lo sviluppo del modello matematico complessivo di un
imbarcazione equipaggiata con il sistema attivo di stabilizzazione. Tale modello è poi
utilizzato in alcuni esempi pratici per valutare le prestazioni dinamiche ed energetiche del
sistema attivo di stabilizzazione in diverse condizioni di esercizio.
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2. MOTO DI ROLLIO
Il moto di rollio di un’imbarcazione può essere descritto matematicamente tramite
l’espressione:
(1)
Jα + fα + Cr ( α ) = d x + T fin
La coppia di raddrizzamento Cr(α), è una funzione sinusoidale dell’angolo di rollio, della forza
peso P e dell’altezza metacentrica GM , che rappresenta la distanza tra il centro di gravità e il
centro di galleggiamento. Essa è espressa da:
Cr ( α ) = P GM sin( α ) = mgGM sin( α ) mgGMα
(2)
Se l’angolo di rollio è inferiore a 10 gradi GM può essere considerata costante. e il termine
sin(α)può essere approssimato a α.
Sebbene il momento di disturbo dovuto alle onde dx possa assumere profili temporali
complessi,senza perdita di generalità si suppone qui che dx abbia andamento sinusoidale:
(3)
d x = Ad cos( ωt )
3. SISTEMA DI STABILIZZAZIONE ATTIVA
Il momento risultante associato alla eq. (1) viene contrastato dall’azione delle pinne
stabilizzatrici in modo da ridurre il moto di rollio. Come riportato in Fig. 1, le pinne sono
posizionate simmetricamente sui lati dello scafo e controllate indipendentemente da due
azionamenti elettrici tramite riduttori di velocità. Sebbene sia possibile ipotizzare l’utilizzo di
diversi tipi di azionamenti elettrici si suppone qui di utilizzare azionamenti PMSM. Nel
panorama generale degli azionamenti elettrici le macchine PMSM infatti sono caratterizzate
da un’elevata densit{ di potenza, da un’elevata efficienza e da un rapporto coppia/inerzia
particolarmente vantaggioso.
Fig. 1 Sistema con pinne stabilizzatrici attuate elettricamente .
Il modello matematico di una macchina PMSM nel sistema di riferimento d,q sincrono col
rotore, è dato da [5]:
d
λ
dt q
d
ppωr λq + λd
dt
v qs = rs i qs + ppωr λd +
v ds = rs i ds
(4)
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λq = Lq iqs
(5)
λd = Ld ids + λPM
Te =
3
p Ld i ds
2
(
Lq i qs
)
k
(6)
ηm ηc η gr
Tra ogni pinna ed il relativo motore elettrico è posto un riduttore di velocità. Trascurando gli
attriti, la coppia elettromagnetica del motore bilancia la coppia di carico Tr e la coppia d’inerzia
complessiva della macchina e del sistema di trasmissione. Si ha quindi:
(7)
Te = Tr + J PMSM ω r
La coppia di carico Tr è a sua volta legata alle coppie inerziali generate dal moto di rollio
dell’imbarcazione ed al momento di disturbo causato dalle onde:
(8)
Tr  J  f  Cr ( )  d x
La velocità elettrica del rotore ωre e la posizione elettrica del rotore θre sono legate alle
corrispondenti variabili della pinna ωf e a θf attraverso il fattore di riduzione di velocità k:
θ re = α f
pp k ;
(9)
ωre = ω f
pp k ;
(10)
La potenza elettrica assorbita dall’azionamento è data da:
Pe =
Teωr
ηm ηc ηgr
(11)
La stabilizzazione del moto di rollio è ottenuta attraverso strategie differenti a seconda della
velocità di navigazione.
a) Stabilizzazione del rollio a velocità di crociera.
Alla velocità di crociera, le pinne stabilizzatrici sfruttano la coppia generata dalla portanza
idrodinamica. La coppia di portanza generata da una pinna è data da[6]:
Tlift = Flift r f =
1
ρ v 2 A f C L ( α f )r f
2 w
(12)
La velocit{ relativa tra pinna e flusso d’acqua vf è per semplicità approssimata alla velocità
dell’imbarcazione v. Allo stesso modo, l’angolo di attacco tra la pinna e la direzione della
velocità del flusso di acqua è approssimata alla posizione della pinna αf.
Il coefficiente di portanza CL varia linearmente per piccoli valori di αf. Oltre un valore di soglia
caratteristico, noto come angolo di stallo αstall, la forza di portanza mostra un andamento non
lineare, diminuendo le prestazioni di stabilizzazione anti-rollio. Nel seguitosi suppone
sempre verificata la condizione: C L ( α f ) ≈C L α f .
b) Stabilizzazione del rollio all’ancora o a bassa velocit{.
La forza di portanza generata dalle pinne diventa inefficace quando l’imbarcazione si trova
all’ancora o a bassa velocità. In questo caso si adotta una strategia di controllo differente,
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azionando le pinne come delle pagaie [7-8]. La coppia antirollio viene ottenuta a partire da
forze di resistenza idrodinamica, piuttosto che di portanza. Queste forze sono costituite da tre
componenti: forza di resistenza di forma, forza di resistenza di vortice e forza di massa
aggiunta[9]. L’intensit{ di queste componenti è funzione della geometria e del movimento della
pinna. La forza di resistenza di forma è legata alla forma della pinna e al quadrato della
variazione di velocità. Il momento associato è:
M FD = CD ρw sω2f ( t )a c( a 2 + c 2 ) +
4 2 2
a e ( 3c - a )
15
(13)
il coefficiente CD è assunto pari a 0.8 ed e è dato da:
(14)
e = 4t / 3 3
La resistenza di vortice dipende dai vortici creati dalla pinna durante il suo moto. Il momento
associato a questa forza può essere espresso come:
ωf
M VD =
ρw ( α f + 1 )
|ω f |
ω 2f ( a + c )c( 3a 2 + c 2 )s
(15)
3( α f + 1 )
dove  f è il valore medio della posizione della pinna in ogni periodo.
La forza di massa aggiunta è infine legata all’inerzia del fluido ed il momento associato a questa
forza è:
M AM =
ρw
ω f ( t ) π
s a4
(16)
8
Il momento idrodinamico totale ad imbarcazione all’ancora è pertanto pari a:
(17)
Thydro = ( M FD + M VD + M AM ) cos( α f )
Il sistema di controllo ha il compito di regolare la posizione angolare delle due pinne in
modo da contrastare il moto di rollio [10-11].Come descritto in Fig. 2, esso si articola su due
livelli: il controllore del moto di rollio, che genera le coppie di riferimento per i due attuatori
PMSM ed i sistemi di controllo vettoriale dei due azionamenti PMSM.
Il controllore del moto di rollio genera la coppia di riferimento per le due macchine sulla base
della differenza tra l’effettivo angolo di rollio αfbk ed il valore di riferimento αref che definisce la
massima ampiezza ammissibile del moto di rollio. Questa differenza è elaborata da un regolatore
PI in modo da ottenere la posizione di riferimento per le due pinne θr_ref. Vengono quindi calcolati
gli errori di posizione e di velocità di rotore. Sulla base dei valori assunti dagli errori viene
determinata infine la coppia di riferimento Te_ref per ognuna delle due macchine elettriche.
La coppia generata dai due PMSM è controllata mediante un algoritmo vettoriale. In
particolare, il sistema di controllo di coppia opera su un sistema di riferimento d-q rotante,
sincrono con il rotore. In questo sistema di riferimento tutte le grandezze elettriche sono costanti
e possono essere facilmente manipolate con semplici strutture di controllo. Inoltre, si ottiene un
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disaccoppiamento completo tra coppia e flusso, migliorando sensibilmente la risposta dinamica.
(a)
(b)
Fig. 2 Controllo del moto di rollio(a);controllo dicoppia(b).
4. CONVERTITORI STATICI DI POTENZA
Come riportato in Fig.3, ogni PMSM è alimentato mediante un inverter PWM a ponte
trifase con controllo di corrente. Le perdite di potenza nei diodi e negli IGBT di ognuno dei
due inverter possono essere stimate sulla base delle seguenti equazioni:
PIGBT = PIsw + PIcond
PIsw =
V i
1
f ( E + Eoff ) dc m
π s on
Vn I n
1 k cos
+
2π
8
PDiode = PDsw + PDcond
PIcond =
PDsw =
0
=
1 k cos
+
2π
8
0
Vt im +
1 k cos
+
8
3π
0
Rt im2
(18)
Vdcim
1
f s ( E rec )
π
Vn I n
PDiode = PDsw + PDcond =
1 k cos
+
2π
8
0
Vd i m +
1 k cos
+
8
3π
0
Rd im2
I due inverter condividono lo stesso bus DC, che è alimentato dal sistema elettrico trifase
dell’imbarcazione che opera a 380VAC e 50Hz, attraverso un ponte raddrizzatore a diodi.
Fig. 3I due inverter trifase ed il ponte raddrizzatore.
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VI Convegno SEA-MED
4 luglio 2014
85
15
80
70
α_no stabil. [degrees]
α_stabil. [degrees]
10
5
4000
Vs [V]
60
4000
dx [Nm]
2000
2000
0
0
50
-2000
-2000
0
40
-5
30
20
-10
0
50
100
t [s]
56
54
-4000
48
58
4000
3000
2000
0
0
150
52
50
dx [Nm]
3000
10
5.-15ANALISI DELLE PRESTAZIONI
-4000
48
Is [A]
4000
dx [Nm]
Tlift
2000
1000
50
100
t [s]
1000
150
0
Le prestazioni dinamiche del sistema di stabilizzazione
attiva possono essere analizzate
-1000
-1000
per mezzo del modello matematico sviluppato
-2000 attraverso simulazioni. I dati principali
-2000
-3000 degli azionamenti PMSM sono elencati
-3000
dell’imbarcazione in esame e le specifiche tecniche
in
-4000 riduttori di velocità sono stati -4000
Tab. I e II. I rendimenti dei motori e dei
assunti
0
100
0
50
150
t [s] di portanza e i parametri
rispettivamente pari a 0.85 e 0.6, mentre i coefficienti del momento
geometrici delle pinne sono riportati in Tab. III e IV. E’ stato assunto sinusoidale l’andamento
della coppia di disturbo causata dalle onde, come riportato in Fig. 4,ed infine è stato preso in
esame il profilo di velocità di Fig. 5.
0
50
t[
1
0.5
0
4000
4000
dx [Nm]
2000
2000
0
0
30
-2000
-4000
48
50
52
56
54
58
-0.5
Tlift [Nm]
-1
120
-2000
-4000
48
25
4000
dx [Nm]
50
52
56
54
58
4000
3000
20
dx [Nm]
2000
2000
15
1000
1000
10
dx [Nm]
3000
0
0
-1000
-1000
-2000
-2000
-3000
-3000
-4000
-4000
0
0
50
t [s]
100
150
Tlift [Nm]
v [knots]
5
0
0
50
100
t [s]
150
12
10
8
6
4
2
0
-2
-4
-6
-8
-10
-12
0
θf_ref [degrees]
θf [degrees]
50
Fig. 4Momento di disturbo
causato dalle onde.
0.03
0.02
0.01
0
-0.01
-0.02
-0.03
120
1
Tab. I: Dati tecnici dell’imbarcazione considerata
.
θ [degrees]
0.5
J
39.7 103
kg -0.5
m0 2
F
2.5 103
Nms/rad
-1
120
2000
M
43 103
kg
1500
12
Pe [W] m
GM
10
θ1.5
f_ref [degrees]
1000
8
G
9.8
m/s2
500
6
Lunghezza
25
m
4
0
Velocità di crociera 2
30
Nodi
-500
30
25
20
15
v [knots]
5
0
0
-2
-1000
-4
-1500
-6
-8 PMSM
-2000
Potenza nominale dei motori
-10
0
Tensione e corrente nominale
-12
0
100
150
f_ref
θf [degrees]
122
124
126
128
130
1
ωf_ref [degrees]
0.5
0
θf [degrees]
0
50
9.6kW
50
100
400V – 20A
t [s]
50
100
Coppia e velocità nominale
95 Nm
t [s]- 1000 rpm
t [s]
Induttanza di statore
53 mH
Resistenza di statore
1.48 Ω
Flusso del magnete permanente
7 mWb
Coppie polari
3
Rapporto di riduzione della trasmissione
100:1
0.03
Tensione d’ingresso dell’inverter
500V
0.02
ω [rad/s]
0.01
Frequenza di commutazione dell’inverter
0 10 kHz
-0.01
Tensione e corrente nominale degli IGBT
1200V - 40Aω [rad/s]
-0.02
-0.03
120 V 122
124
126
128
Tensione e resistenza di conduzione degli IGBT
1.6
29 mΩ
Perdite di commutazione degli
IGBT
14
mJ
1
ωf_refdiodi
[degrees]
Tensione e resistenza di conduzione dei
1.2 V 16 mΩ
Perdite di recovery inverso
dei
diodi
5 mJ
0.5
150
-1
0
150
f_ref
f
2000
1500
Pe [W]
1000
500
0
0
-500
-1000
-2000
VI Convegno
SEA-MED
0
50
4 luglio 2014
130
ωf [degrees]
-0.5
-1500
t [s]
100
150
-1
0
86
www.grinavi.it
50
t [s]
100
ωf [degrees]
-0.5
Tab. II Specifiche tecniche degli attuatori elettromeccanici.
10
t
Fig. 5Profilo
temporale
della velocità
100
50
150
t
[s]
dell’imbarcazione.
150
50
t
0
40
-5
30
Is [A]
20
-10
10
-15
0
50
100
t [s]
0
0
150
50
100
t [s]
150
Table III: Coefficienti del momento di portanza
ρw [kg/m3]
1000
Af [m2]
1.5
rf [m]
3
CL [1/rad]
0.8
Table IV: Parametri geometrici delle pinne
α[m]
c[m]
s[m]
t (%)
0.935
0.374
1.002
15
Per migliorare la risposta dinamica del sistema di stabilizzazione sono stati utilizzati nelle
simulazioni due diversi set di guadagni dei regolatori PI, rispettivamente ottimizzati per
70
V [V]
60 operazioni alle basse velocità ed alla velocità di crociera. In alternativa, possono essere
50 utilizzati regolatori PI con controllo adattativo. In questi regolatori i parametri dei regolatori
40
4000
4000
sono
modificati
in funzione della velocità dell'imbarcazione
mediante
opportuni algoritmi di
I [A]
30
d [Nm]
T [Nm]
d [Nm]
3000
3000
20 adattamento. Nelle Fig.6-11, è riportato l’andamento delle principali variabili meccaniche ed
2000
2000
10 elettriche del sistema.
1000
1000
0
0La Fig.6 50
100
0
150
mostra
l’andamento
dell’angolo
di0 rollio αbk con e senza l’azione stabilizzatrice.
t [s]
-1000
-1000
L’effetto smorzante esercitato dal sistema di controllo è chiaramente minore quando nella prima
-2000
-2000
parte della simulazione l’imbarcazione naviga-3000
a bassa velocit{. In tale condizione operativa, in
-3000
-4000
Fig. 7 può essere osservata una maggiore oscillazione
della posizione
angolare
della pinna.
Infatti,
-4000
100
0
50
150
100
0
50
150
t
[s]
[s]
la minore portanza deve essere compensata da un incremento di αfetquindi
di θr.
Nell’ultima parte della simulazione, l’ampiezza delle oscillazioni della pinna è inferiore ad
un grado per l’effetto dell’incremento della velocit{ e della portanza. Simili considerazioni
possono essere fatte per la velocità di rotazione della pinna come mostrato in Fig. 8.
80
4000
4000
dx [Nm]
-2000
-2000
-4000
48
s
150
Tlift [Nm]
0
0
s
grees]
dx [Nm]
2000
2000
52
50
56
54
-4000
48
58
x
x
50
52
54
56
58
lift
1
0.5
θf_ref [degrees]
0
4000
dx [Nm]
15
10
5
0
-5
-10
-15
10
Tlift [Nm]
2000
0
30
56
-4000
48
4000 20
3000
2000
dx [Nm]
50
Tlift [Nm]
15
54
56
58
10
5
v [knots]
1000 10
0
52
15
0
-5
5
-1000
-10
-2000 0 0
-3000
150
50
-4000
0
t [s]
100
0
50
150
100
t [s]
0.03
0.02
0.01
0
-0.01
-0.02
-0.03
120
θf_ref [degrees]
0
αf [degrees]
-0.5
150
2000
12
1500
10
1000
8
6
500
4
20
0
-500
-2
-4
-1000
-6
-1500
-8
-10
-2000
-12 0
0
126
128
130
150
100
150
1
-1
120
124
Fig.6 Imbarcazione in movimento: moto
di rollio con e senza stabilizzazione.
t [s]
0.5
122
t [s]
-15
100
50
-1
120
12
30 [degrees]
35
40
15
10 20 25θf_ref
8
6
α_no stabil.4 [degrees]
2
α_stabil. [degrees]
0
θf [degrees]
-2
-4
-6
-8
-10
-12
0
50
150
-2000
25
58
θf [degrees]
-0.5
122
124
126
128
ωf_ref [rad/s]
ωf [rad/s]
122
124
126
128
130
130
1
ωf_ref [degrees]
Pe [W]
θf_ref
[degrees]
0.5
0
αf [degrees]
ωf [degrees]
-0.5
50
50
t [s]
t [s]
150
150
100
100
-1
0
Fig.7Imbarcazione in movimento:
posizione angolare della pinna.
VI Convegno SEA-MED
4 luglio 2014
1
ωf_ref [degrees]
0.03
0.02
0.01
0
-0.01
-0.02
-0.03
120
150
100
www.grinavi.it
87
ωf [rad/s]
124
t [s]
Fig.8Imbarcazione in movimento:
velocità angolare della pinna.
ωf_ref [rad/s]
122
50
126
128
130
20
22
30
28
26
24
32
80
0
0
150
50
100
t [s]
70
150
Vs [V]
60
50
40
Is [A]
30
Il momento totale di portanza, il momento di
disturbo causato dalle onde e la potenza
10
assorbita dal sistema per generare l’azione di controllo
sul moto di rollio, sono mostrate nelle
0
100
0
50
150
Fig. 9-10. La potenza assorbita dal sistema di controllo oscilla trat [s]valori positivi e negativi.
Per migliorare l'efficienza energetica del sistema potrebbe essere quindi utilizzato un
meccanismo di frenatura rigenerativa.
20
4000
dx [Nm]
Tlift [Nm]
1500
1000
500
0
-500
-1000
-1500
12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32
2000
0
-2000
56
54
-4000
48
58
52
50
56
54
58
4000
2000
dx [Nm]
3000
Tlift [Nm]
1500
2000
1000
1000
500
0
0
150
Pe [W]
0
-1000
-500
-2000
-1000
-3000
-1500
-4000
0
100
50
-2000
0
150
50
Fig.9
Imbarcazione in movimento:momento di
20
_no stabil.[degrees]
portanza totale Tlift e momento di disturbo dx.
15
10
150
100
t [s]
t [s]
Fig.10Imbarcazione in movimento:
potenza in ingresso al sistema.
15
θf_ref [degrres]
10
1
5
5
Quando
l’imbarcazione si trova all’ancora, o in movimento
a bassa velocit{, il controllo antirollio0 viene effettuato usando le pinne come delle 0pagaie. I risultati relativi a questa condizione
-5
-5
operativa
sono riportati nelle Fig. 11-15, dove è stato
considerato lo stesso momento di disturbo
-10 12
10
θ
[degrees]
delle-15 simulazioni
precedenti.
L’efficacia
dell’azione
è in questo caso strettamente
-10 anti-rollio
α [degrees]
8

_
[degrees]
6
legata
alla velocit{ e all’accelerazione angolare delle
pinne.
-20
-15
0.5
θf_ref [degrees]
0
θf [degrees]
-0.5
-1
120
122
124
126
128
130
f_ref
f
stabil.
04 2
2
0
-2
-4
5000 -6
-8
-10
4000 -12
0
150
00
00
16
0
10
4
6
8
10
12
14
16
t [s]
20
θf [degrees] _no stabil.[degrees]
15
150
100
-10
2
0
4
6
8
_stabil.[degrees]
2
0
0.03
0.02
0.01
0
-0.01
-0.02
-0.03
120
ω
12f_ref
10
4
[rad/s]
14
0
60
[degrres]
f_ref[degrees]
ωθf_ref
Vs[V]
18
20
3000
20
124
αf [degrees]
4
4
6
6
0
20
αf [degrees]
-3000
12
14
16
-4000
0
18
2
-15
0
20
4
6
8
10
2
12
4
14
6
8
16
10
t [s]
12
14
16
18
14
16
18
20
18
4000
126
128
1.5
Pe [W]
Mhydro[Nm]
3000
130
ωf_ref [rad/s]
1
dx[Nm]
2000
1000
0
-1000
Is[A]
ωf [degrees]
1000
0
18
θf_ref [degrres]
-10
0.5
-1
0
2
0
2
16
-2000
3000
0
-2000
-0.5
0
2
4
6
8
10
50
150
100
t [s]
8
10 t [s]
12
14
16
18
20
8
10
12
14
16
18
20
t [s]
t [s]
100
-3000
-1
12
-1.5
14
0
16
2
ωf [rad/s]
20
18
4
6
8
-4000
0
10
t [s]
1.5
2
4
14
12
6
16
8
18
10
t [s]
12
20
Fig.13Imbarcazione all’ancora:
ωf_ref [rad/s]
velocità angolare1 della pinna
0.5
2000
60
Is[A]
1000
4 luglio 2014
0
2
4
6
8
10
www.grinavi.it
-0.5
88
20
-3000
-4000
0
0
40
0
VI Convegno
SEA-MED
-2000
-5
Fig.12Imbarcazione all’ancora:
posizione
angolare
della pinna.Vs[V]
80
Mhydro[Nm]
dx[Nm]
4000
-1000
0
2000
-10 20
-15
00
18
10
t [s]
14
10
dx[Nm]
5
0
ωf [rad/s]
122
4000
-5 40
-0.5
150
16
8
12
Fig.11Imbarcazione
all’ancora: moto di rollio con e senza stabilizzazione.
t [s]
t [s]
5000
15
100 1
10
800.5
5
6
10
t [s]
15
1000
-1000
-15
-20
8
2000
-5
1000
6
Mhydro[Nm]
3000
t 0[s]
2000
4
4000
5
Pe [W]
50
2
0
20
10
3000
0
18
-1.5
0
2
4
6
12
14
16
18
8
10
20 t [s]
12
ωf [rad/s]
-1
14
16
18
20
0
2
4
6
8
10
t [s]
12
14
16
18
-5
-5
-10
-20
_stabil.[degrees]
2
0
4
6
8
10
t [s]
12
14
16
18
-15
0
20
4000
Thydro[Nm]
3000
2
4
Mhydro[
3000
2000
Pe [W]
4000
2000
1000
1000
3000
0
6
4000
5000
dx[Nm]
αf [d
-10
-15
0
-1000
2000
-1000
-2000
-2000
1000
-3000
-4000
0
2
4
6
8
10
t [s]
12
14
16
0
20
18
Fig.14 Imbarcazione all’ancora:
momento idrodinamico totale Tlhydro
e momento di disturbo dx.
-3000
2
0
4
6
8
10
t [s]
12
14
16
18
-4000
0
20
Fig.16 Imbarcazione all’ancora:
potenza in ingresso al sistema
100
4
6
1.5
ωf_ref [r
1
Vs[V]
80
2
0.5
140
Le pinne
stabilizzatrici in questa modalità di funzionamento
assorbono sempre potenza dal
60
I [A]
0
sistema120elettrico dell’imbarcazione, rendendo impossibile un recupero di energia. Inoltre, poiché
Ad=4000 Nm
40
-0.5
100
la geometria
delle pinne
viene
Ad=3000
Nm normalmente ottimizzata per operare alla velocità di crociera,
migliori80risultati potrebbero
essere
velocità con pinne a geometria variabile.-1
20
Ad=2000
Nm ottenuti alle basse
Mediante
il modello matematico sviluppato, può
essere svolta anche un'analisi energetica
60
-1.5
0
0
0
2
4
6 la 8 potenza
10
12
14
16
18 generata
20
ALe
Nm 17-22riportano
d=1000Fig.
del sistema
di
stabilizzazione.
elettrica
40
t [s]
dall’inverter
e le perdite di potenza nell’inverter nel caso dell’imbarcazione alla velocità di 20
20
nodi, alla
0 velocità di 5 nodi e all'ancora, in funzione dell’ampiezza massima consentita delle
0
2
4
6
8
10
12
14
16
oscillazioni
dell’imbarcazione,impostata
sul 18sistema di controllo. I dati sono parametrizzati
|α| [deg]
rispetto all’ampiezza del momento di disturbo.
Paverage inverter losses [W]
s
140
Ad=4000 Nm
120
80
100
60
80
40
60
20
40
0
020
120
Paverage inverter losses [W]
120
100140
Paverage inverter losses [W]
Pout_inverter [W]
140
Nm
AdA=4000
Nm
d=3000
Ad=3000 Nm
Ad=2000 Nm A =2000 Nm
d
Ad=1000
Ad=1000
Nm Nm
80
4
6
8
10
|α| [deg]
12
14
16
0 Fig.17
2
4
6
8
10
Imbarcazione
a 20 12
nodi:14 16
|α| [deg]
potenza elettrica vs. ampiezza del rollio.
Ad=1000 Nm
40
20
18
0
Ad=2000 Nm
60
0
2
Ad=4000 Nm
Ad=3000 Nm
100
0
2
4
6
8
10
|α| [deg]
12
14
16
18
Fig.18 Imbarcazione a 20 nodi:
perdite nell’inverter vs. ampiezza del rollio.
18
120
Ad=4000 Nm
Pout_inverter [W]
2000
1800
1600
1400
1200
1000
800
600
400
200
0
Ad=3000 Nm
Ad=2000 Nm
Ad=1000 Nm
0
2
4
6
8
10
|α| [deg]
12
14
16
100
120
80
100
60
80
40
60
20
40
0 20
0
0
18
Ad=4000 Nm
Ad=3000 Nm
Ad=3000 Nm
Ad=2000 NmAd=2000 Nm
Ad=1000 Nm
Ad=1000 Nm
2
0
4
2
6
4
8
10
12
14
16
18
|α| [deg]
6
8
10
12
14
16
18
|α| [deg]
Fig.20Imbarcazione a 5 nodi:
perdite nell’inverter vs. ampiezza del rollio.
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89
Pout_inverter [W]
Fig.19 Imbarcazione a 5 nodi:
potenza elettrica vs. ampiezza del rollio.
4 luglio 2014
Ad=4000 Nm
140
Paverage inverter losses [W]
Pout_inverter [W]
140
2000
1800
1600
1400
1200
1000
800
600
400
200
0
Ad=4000 Nm
Ad=3000 Nm
Ad=2000 Nm
Ad=1000 Nm
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ωf [
2
4
6
Paver
40
20
0
0
2
4
6
8
10
|α| [deg]
12
14
16
18
140
7000
Pout_inverter [W]
6000
Paverage inverter losses [W]
Ad=4000 Nm
Ad=3000 Nm
Ad=2000 Nm
5000
4000
Ad=1000 Nm
3000
2000
Ad=1000 Nm
80
60
40
0
0
Ad=3000 Nm
Ad=2000 Nm
100
20
1000
0
Ad=4000 Nm
120
2
4
6
8
10
|α| [deg]
12
14
16
18
Fig.21 Imbarcazione all’ancora:
potenza elettrica vs. ampiezza del rollio.
0
2
4
6
8
10
|α| [deg]
12
14
16
18
Fig.22 Imbarcazione all’ancora:
perdite negli IGBT vs. ampiezza del rollio.
7000
6000
Ad=4000 Nm
Ad=3000 Nm
Pout_inverter [W]
5000 consentita al moto
Ad=2000
Nm
Come è possibile osservare, maggiore è l'oscillazione
di rollio,
minore è
4000
A
=1000
Nm
d
la potenza necessaria per attuare l’azione di controllo. I risultati ottenuti possono essere utili
3000
al fine di progettare in modo ottimale il sistema di stabilizzazione
anti-rollio, alla ricerca di un
2000
compromesso ottimale tra comfort, dimensioni e costi.
E’ infine possibile stimare l’impatto dell’installazione1000del sistema di stabilizzazione attivo sul
0
bilancio elettrico di un’imbarcazione non originariamente
questo
0
2equipaggiata
4
6
8 con
10
12
14 sistema.
16
18
|α| [deg]
Dalle simulazioni è infatti possibile determinare l’andamento della potenza
elettrica richiesta
dall’azionamento di una singola pinna stabilizzatrice nelle varie condizioni operative, come
riportato in Fig. 23.
Fig.23 Potenza elettrica assorbita dall’azionamento di una pinna.
Nell’unit{ presa come riferimento i carichi ausiliari sono alimentati da due gruppi dieselgeneratore da 19 kW. In Fig. 24sono riportati alcuni possibili diagrammi giornalieri di carico
del sistema elettrico di bordo nelle condizioni di navigazione e manovra. Le potenze medie e
massime richieste dai carichi ausiliari di bordo in queste due condizioni operative sono riportate
nelle Tab. V e VI.
Tab. V: Unità in navigazione
Pmedia_A [kW] N° medio generatori operativi % di utilizzo
16,89
1
89%
Pmax_A [kW]
N° generatori operativi
% di utilizzo
18,87
1
99%
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90
Tab. VI: Unità inmanovra
Pmedia_A [kW] N° medio generatori operativi % di utilizzo
19,86
2
52%
Pmax_A [kW]
N° generatori operativi
% di utilizzo
28,37
2
75%
30
Pmanovra
25
[kW]
20
Pnavigazione
15
10
5
0
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23
ore giornata
Fig.24Diagrammi di carico in navigazione e in manovra
A titolo di esempio possono essere considerati due casi differenti.
a) Bilancio elettrico relativo ad un data distribuzione statistica dell’ampiezza del momento di
disturbo,con velocit{ dell’imbarcazione costante.
Si considera la distribuzione statistica del momento di disturbo nelle 24 ore riportato in Fig. 25.Gli
andamenti dell’energia, della potenza media e della potenza massima assorbite
dall’azionamento di una singola pinna nelle condizioni operative specificate da tale
distribuzione al variare della velocità di navigazione sono riportati nelle Fig. 26-28. Nella Tab.
VII sono riportate le potenze medie e massime ricavate in simulazione a diverse velocità e
l’energia totale richiesta in 24 ore dal sistema di stabilizzazione.
10
ore di navigazione [h]
8
6
4
2
0
0
1000
2000
3000
4000
5000
Disturbo [Nm]
Fig.25Distribuzione statistica del momento di disturbo nelle 24 ore.
E’ infine possibile stimare il contributo del sistema di stabilizzazione al bilancio elettrico. In
particolare in Tab. VII sono riportati i dati ottenuti in navigazione ad una velocità di 5 nodi,
cioè nella condizione che risulta più onerosa. Con lo stesso criterio nella condizione di
manovra si considera la potenza calcolata a velocità nulla. I risultati ottenuti in questo caso
sono riassunti in Tab. VIII.
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91
4
8 x 10
7
6
5
4
E [Wh]
3
2
1
0 0
5
10
15
v [knots]
20
25
Fig.26Energia assorbita nelle 24 ore al variare della velocità
7000
6000
5000
4000
3000
2000
1000
0
0
3000
2500
2000
1500
1000
Pmedia [W]
500
00
5
10
15
v [knots]
20
25
Fig. 27Potenza media assorbita al variare
della velocità.
Pmax [W]
5
10
15
v [knots]
20
25
Fig. 28Potenza massima assorbita al
variare della velocità.
Tab. VII: Potenza media,
potenza massima ed energia assorbita.
v [nodi]
0
5
10
15
20
25
Pmed [W]
2857.2
730.8
182.6
81.1
45.6
29.2
Pmax [W]
6450.2
1948.9
487.1
216.2
121.6
77.8
E [Wh]
68572
1754
4384
1946
1094
700
Tab. VIII:potenze ed energie richieste dal sistema di stabilizzazione e dai carichi ausiliari e
percentuale di incremento dell’energia dovuta al sistema di stabilizzazione
NAVIGAZIONE
Carichi ausiliari
Sistema di stabilizzazione
Pmedia_A[kW] Pmax_A[kW] EA[kWh] Pmedia[kW] Pmax[kW] E[kWh]
16,89
18,87
405.5
1.46
3.88
35.08
Incremento di E=8%
MANOVRA
Carichi ausiliari
Sistema di stabilizzazione
Pmedia_A[kW] Pmax_A[kW] EA[kWh] Pmedia[kW] Pmax[kW] E[kWh]
19,86
28,37 476.67
5.7
12.9 137.14
Incremento di E=28%
Dai risultati ottenuti, soprattutto in condizioni di manovra, si può concludere che
nell’imbarcazione presa a riferimento è conveniente aumentare la potenza dei generatori in
vista dell’installazione a bordo del sistema di stabilizzazione attiva, dato che i due generatori
da 19 kW nelle condizioni peggiori non sarebbero in grado di alimentare il carico totale.
b) Bilancio elettrico relativo ad una data distribuzione statistica della velocità di navigazione con
ampiezza del momento di disturbo costante.
In questo secondo caso si considera la distribuzione statistica della velocit{ dell’imbarcazione nelle
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92
24 ore di Fig.29.Sulla base di questa distribuzione statistica sono stati calcolati gli andamenti
dell’energia E, della potenza media Pmedia e della potenza massima Pmax richiesti
dall’azionamento di una singola pinna al variare dell’ampiezza del moto ondoso. Essi sono
riportati nelle Fig. 30-32.
Le potenze medie e massime ricavate in simulazione al variare del disturbo dovuto alle onde
sono riportate in Tab. IX. Si osserva che la potenza richiesta dall’azionamento aumenta
all’aumentare del disturbo del moto ondoso.
Tab. IX: Potenze medie, massime ed energia
al variare della velocit{ dell’imbarcazione
Ad[N m]
1000
2000
3000
4000
Pmed [W]
225.1
701.1
1368.5
2206.9
Pmax [W]
751.7
2210.1
4136.8
6450.2
E [Wh]
5401
16826
32844
52965
10
ore di navigazione [h]
8
6
4
2
0
0
5
10
15
20
velocità [knots]
30
25
Fig.29Distribuzione statistica della velocità nelle 24 ore.
8 x 10
7
6
5
4
3
2
1
0
0
4
E [Wh]
1000
2000
Ad [Nm]
3000
4000
Fig.30Andamento dell’energia E al variare del disturbo.
7000
6000
5000
4000
3000
2000
1000
00
3000
2500
2000
1500
Pmedia [W]
1000
500
0
0
1000
2000
Ad [Nm]
3000
4000
Fig.31Andamento della potenza media al
variare del disturbo.
1000
2000
Ad [Nm]
3000
4000
Fig.32Andamento della potenza massima al
variare del disturbo.
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Pmax [W]
93
In base alla distribuzione statistica di Fig. 29 e considerando la condizione peggiore con
disturbo massimo, i valori di potenza media e massima ed energia assorbite dal sistema di
stabilizzazione e dai carichi ausiliari sono riportati in Tab. X.
Tab. X:potenze ed energie richieste dal sistema di stabilizzazione e dai carichi
ausiliari e percentuale di incremento dell’energia dovuta al sistema di stabilizzazione
Carichi ausiliari
Sistema di stabilizzazione
Pmedia_A[kW] Pmax_A[kW] EA[kWh] Pmedia[kW] Pmax[kW]
E[kWh]
18.37
23.54 441.07
4.4
12.9
105.93
Incremento di E= 24%
Anche da questi risultati, si può concludere che è conveniente aumentare la potenza dei
generatori poiché la potenza massima richiesta dal carico richiederebbe l’utilizzo di una
potenza poco superiore di quella dei generatori installati originariamente.
6. CONCLUSIONI
E’ stato presentato uno strumento matematico per analizzare le prestazioni dinamiche ed
energetiche di un sistema di stabilizzazione attiva del rollio equipaggiato con pinne azionate
elettricamente. Il sistema sfrutta due diversi principi fisici a seconda che l’imbarcazione sia in
movimento o all'ancora. Lo strumento matematico sviluppato può essere sfruttato per
valutare l’efficacia di diverse possibili soluzioni volte ad ottenere il migliore compromesso tra
comfort, dimensioni e costi del sistema di stabilizzazione e per valutare l’impatto
dell’installazione di un sistema di stabilizzazione attivo sul bilancio elettrico
dell’imbarcazione.
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BIBLIOGRAFIA
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[11] Craig T. Johnson and Robert D. Lorenz, “Experimental Identification of Friction and Its
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[12] JIN Hong-zhang1, QI Zhi-gang1, ZHOU Ting, Li Dong-song, “Research on roll stabilization for
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[13] A. Consoli, G. Scarcella, G. Scelba, S. Sindoni, “Modeling control of IPM synchronous motors”,
proc. of the Power and Energy Society General Meeting - Conversion and Delivery of Electrical
Energy in the 21st Century, PES 2008, pp.: 1-6.
[14] A. Consoli, G. Scarcella, G Scelba, A. Testa, “Steady-State and Transient Operation of IPMSMs
Under Maximum-Torque-per-Ampere Control”, IEEE Transactio<ans on Industry Applications,
2010, vol. 46, n°1, pp.: 121-129.
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95
8. On the Seakeeping analysis of sailing yacht: effects of
hull shape and lifting keel evaluated by different
numerical solvers
G. Bailardi1, D. Boote2, T. Pais2
1Ingegnere
2DITEN,
Navale
Università di Genova
Abstract
The seakeeping of a floating body, whether in motion or simply standing still, is recently
becoming a crucial part in the design and the engineering process from large passenger ships
to racing sailing yachts. Offshore structure as well, are influenced by motions induce by
waves. Moreover, even if the importance of the experimental tests is still undoubtedly
relevant, nowadays several numerical methods allow to predict, with more or less accuracy,
the boat behavior in regular and irregular wave field. The present work aims to analyze which
geometrical, inertial and non-linear aspects must be taken into account in the hydrodynamic
design of a sailing yacht concerning its heave, pitch and roll degrees of freedom. The analysis
is performed by means of a fast Boundary Element Method (HydroStar) and a complex
Reynolds Averaged Navier-Stokes CFD code (Star-CCM+). The comparison will be presented
for two cruise-racer sailing yachts, trying to identify the main differences in terms of
Response Amplitude Operators.
1. INTRODUCTION
The seakeeping of a sailing yacht can be interpreted in two main ways: performance and comfort. The waves and the ship motions, in fact, have a strong influence on both the
hydrodynamic loads and the passenger/crew life on board. Such influence of seakeeping
aspects is quite clear when sailing in significant sea conditions, with sometimes rather
dramatic evidence such as hull or rig damage or excessive inflow of water. However, even in
light wind and wave conditions, seakeeping aspects will affect the overall performance in
terms of added resistance in waves, lift and drag degradation (or increase) of appendages and
risk of slamming and induced whipping response of the rig or hull.
Up to now, the seakeeping analysis is generally referred to the calculation of the
displacements, the velocities and the accelerations that the boat could experiences during its
operations. In particular, a common way to understand the ship reaction to different sea state
conditions can be represented by the so called Response Amplitude Operators, RAO. These
RAOs represent the transfer function in frequency domain of the specific vessel in function of
parameters as the wave amplitude, phase, period, etc.
Beside the costly, complex and most of the time still necessary experimental tests, ship
response evaluations can be normally obtained under steady solution of the well known strip
theory or potential flow plus free surface linearization problems. Moreover, the exponential
increase of the available computational power on personal computer, combined with the raise
of the CFD softwares validation, has lead to a different kind of approaches (Gaillarde et al.[1],
Bartesaghi et al. [2]). Unsteady time domain simulations, in fact, are starting to be used from
design to detailed stage of the yacht engineering.
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96
Fig. 1: Work flow of the comparison
Nevertheless, a comprehensive comparison of different prediction tools for seakeeping has
been recently published by CRS [3] and they concluded that there is no clear added value of
CFD in forward-speed ship-motion computations, as long as there are no strong nonlinearity
or viscous effects. Such kind of study finds its complexity because of the combination of the
usual hydrostatic’s concepts with the dynamic balance of the boat that is perturbed by
sinusoidal forces.
Moreover, a sailing yacht comprises all the peculiarities coming from a distribution of loads,
both inertial and hydro - aerodynamics, applied to different center of efforts and of difficult
analytical derivation. The aim of this work is to define whereas the computational methods
developed nowadays can help the designer in better understanding the ship behavior in
presence of waves in terms of its motion, velocities and accelerations. The main objective is to
compare two different solvers in terms of Response Amplitude Operators time of computation
and postprocessing capabilities.
Attention will be devoted to differences that may derive from the viscous effects at different
velocities and headings for the longitudinal and transversal motions. In particular, the change
of inertia, center of gravity and wet surface given by a lifting keel will be estimated and their
effects will be separated in the case of roll motion.
The study will be also performed in the more realistic inclined condition, corresponding to the
upwind sailing, at different angles of heel. With the R.A.N.S. solver, an investigation on roll
motion at the same wavelength l , but different forward velocities, hulls aft and bulbs vertical
coordinate is also performed.
2. METHODOLOGY
The analysis will be performed with two numerical methods coming from two different
formulations: the Potential theory with Free Surface Linearization and the Reynolds Averaged
Navier Stokes equations. In order to obtain an easy and efficient comparison, the simulations
in time domain by Star CCM+ will be re-arranged in frequency steps so that a Response
Amplitude Operator can be directly showed. The figure 1 can help to understand which will be
the processes and the sequence of the simulations in order to have the aimed comparison.
As it can be seen the process starts from a complete three dimensional model of the yachts, its
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97
keel and bulb. Then the study is split according to the method to be used.
In case of the Boundary Element method, an extra CAD design step must be taken in order to
obtain the correct input file for the software mesher. The model has been imported in
FreeShip, a freeware software capable of estimate the basic hydrostatic properties of a hull,
and then passed into a Matlab script which writes the text input file exactly as it’s needed by
HydroStar.
Then the setting and solving of simulation can continue in the B.E.M. software.
The R.A.N.S. software instead provides all the necessary tools of CAD preparation inside its
suite but a deeper knowledge of Computational Fluid Dynamics is needed in order to
complete the setting of the simulations. Star CCM+, in fact, can simulate a countless number of
fluid dynamic phenomena and thus its setting must be carefully understood in order to
compute what exactly needed.
Finally, the numerical solvers results are stored in tables of different formats and compared
through a customized Matlab code.
3. HYDROSTAR vs. STAR CCM+
The main differences between the numerical softwares used was in the viscosity of the fluid,
the presence of vorticity and the time evolution of the underwater volume. The extent in
which these factors can modify the Response Amplitude Operator of the yacht can then be
shown.
Moreover, following the theoretical and the practical deductions that can be made for
low/high frequencies or for long/short period waves (see [4] and [6]), the overall trends of
the RAOs are fairly consistent with what expected. For this reason it has been thought to avoid
unnecessary simulations with the very long and short wave period since the boat response is
going to have either unity or null response amplitude ratios.
3.1 Heave & Pitch motion R.A.O. (b = 180◦)
In this sections the results concerning the head-waves operational condition with forward
velocity will be presented. As can be seen from Figure 2(a) and Figure 2(b), the heave
resonance peak is higher in the case of the Boundary Element solver for the two yachts hulls.
Fig. 2: HydoStar vs. Star CCM+: Heave RAO
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98
In both cases a sharper wave resonance spectrum is encountered when performing the
simulations with the RANS software and maybe this could be due to the added damping given
by considering the viscosity and the vortices in the numerical model. The maximum amplitude
of heave at the peak resonance can be more than 130% with the boundary element method or
around 114% with the viscous finite volume solver.
In both cases a sharper wave resonance spectrum is encountered when performing the
simulations with the RANS software and maybe this could be due to the added damping given
by considering the viscosity and the vortices in the numerical model. The maximum amplitude
of heave at the peak resonance can be more than 130% with the boundary element method or
around 114% with the viscous finite volume solver.
The ratio of the boat response at the low frequencies lower than unity can also be interesting.
In fact, for the RANS simulations, the vertical displacement seems to vary from 90% to 80% of
the wave amplitude in the very long waves region according to the yacht model.
Regarding the pitch displacement (Figure 3), the same aforementioned considerations can be
withdrawn. This time the peak amplitudes and the general yacht response in that range of
frequencies seem to be similar with, at the maximum, the 3% of difference between their
relative values.
Fig. 3: HydroStar vs. Star CCM+: Pitch RAO (Hull #1)
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3.2 Heave & Roll motion R.A.O. (b = 90◦)
The general trend of the heave transfer function of the yacht with waves normal to the
forward direction seems to be quite similar for both the numerical methods. The wider
spectrum is present in both the cases (Figure 4) even if lower values still characterize the
RANS computations.
Fig. 4: HydroStar vs. Star CCM+: Heave
Furthermore, the Roll RAO (Figure 5) confirms its tendency to high amplitudes only around
the natural period of the boat even if the two numerical solutions seem to be scaled. This
could be due to the hypothesis of the Boundary Element Method. It has been already stated, in
fact, that for a sailing yacht with fin appendages like keel and rudder, the software HydroStar
can almost only empirically guess the damping dues to induced lift, viscous drag and eddy
generations.
These aspects are recognized to strongly affect the roll motion and thus the spectrum showed
by the Star CCM+ could result in a more reliable prediction.
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Fig. 5: HydroStar vs. Star CCM+: Roll
4. SAILING YACHTS COMPARISON
The seakeeping performances of a sailing yacht are the combination of so many variables that
a parametric study with a comprehensive comparison between the two numerical methods
would take a huge amount of time. For this reason, a comparative study focused just on few
particulars as the lifting keel or the soft chines aft can allow to have some useful indications
for the practical design of a sailing yacht rather than giving the perfect shape according a
foreseen condition. Therefore, two different sailing yachts have been selected with the
interest focused on their topside aft volume and their lifting keel capability.
The two bare hulls have been analyzed in FreeShip in order to have a global idea of their
hydrostatic characteristics and better understand their geometrical differences in terms of
waterlines, buttocks and sections. As can be seen in Figure 6 the sailing yachts seem quite
similar in terms of waterline area while the same consideration cannot be made for the aft
part of the topside volume visible in Figure 7.
Fig. 6: Hull plan view
The soft chine of the aft corresponds also to a wider stern, typical configuration of all recent
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boats. The gain in geometrical inertia is the main reason behind all these relatively new
similar design but also a better capability to support the planing regime and a more smooth
heeling effect are well recognizable consequences. The impact of sharp edges on the hull has
never been studied on the seakeeping behaviors of a sailing yacht by means of numerical tools
but, essentially, only by practice.
Fig. 7: Hull section: aft view
Concerning the heave and the pitch R.A.O. of the two yachts, by both the potential method and
the RANS solver, it can be stated that they have almost the same dynamic behavior and
amplitude of motions. The sharpening of the "resonance zone" can be noticed for both the
boats as well as the lower amplitude of motion at low frequencies/long periods.
4.1 Influence of Aft Shape on the Rolling
The Response Amplitude Operator of the Roll degree of freedom shows an equal profile for
the two sailing yachts but a more wider spectrum for the rounded aft. Even if it may distract,
the rolling natural frequency is different because the two distinct vertical CoGs, zCoG, modify
the two rolling gyradius, kxx, of the bodies. This will remind us that a consistent modification
in mass properties need to be considered as important as all the other parameters that
influence the sailing yacht response.
Fig. 8: Hydrostar R.A.O. of roll for the two yachts
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Considering the qualitative approach of the comparisons performed and the high
computational time required by an inverse transfer function estimation (from time steps to
frequencies) it has been preferred to simulate the roll motions only around the natural period
of the Hull #2, which resulted to be quite similar to Hull#1.
Figure 9 shows that, standing still, the amplitude to normal waves of the rounded shaped Hull
#2 is higher than the Hull #1. Increasing the speed, their dynamic oscillation become almost
similar in amplitude (see Figure 9 dark colors curves). This is probably the quadratic damping
associated with velocity plus the dynamic trimming effect that probably enhances the Roll
motion reduction.
Fig. 9: Bare hulls: Roll motion, b = 90◦
4.2 Damping Effect of Lifting Centerboard
The lifting keel represents normally an advanced solution to the problem of approaching to
very shallow bays or to sail in places with important tides. Unfortunately, the effect of lifting
the bulb affects also the rolling inertia of the boat such that undesirable accelerations can be
experienced.
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Fig. 10: Lifting Keel effect on Roll RAO (Hydrostar)
The B.E.M. software can consider the modification of the inertia gyradius by inserting the new
coordinates of the concentrated mass representing the bulb. In this way, an evaluation of the
yacht response can be easily made and the results in case of the Roll Transfer Function are
visible in Figure 10. The higher bulb modifies the natural frequency of the boat but not
necessarily its amplitude, while the spectrum of the lifted keel condition (green curve) seems
to be wider than the normal sailing condition (red curve).
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Fig. 11: Lifting Keel effect V = 0 kn
On the other hand, the heave and pitch motions aren’t so much influenced by the lifting keel
and this is attributed to the fact that a vertical movements of the bulb doesn’t modify so much
the gyradius in the y direction, kyy, and, then, the values and the natural frequency of the
longitudinal motions. The fact that there is no influence on the relative value of angle of
oscillation while the wetted surface of the centerboard is changing could be due essentially to
the underestimation of the fixed appendage damping coefficient. Performing a RANS
simulation at a fixed wavelength and different keel positions can help to understand in which
extends the BEM method correctly compute the centerboard effects. In the Figures 11 and 12
it can be seen the impact on the roll/wave amplitude ratio by modifying the keel surface and
bulb position. It can be noticed that the reduction from the bare hull configuration to the lifted
keel is less compared by the decrease in motion obtained with the centerboard full down in its
position of yacht design. These results confirm that higher amplitude of oscillation can happen
while the keel is retracted as expected by the reduction of damping efficiency.
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Fig. 12: Lifting Keel effect V = 8kn
These evidences could compromise the goodness of a luxury cruising yacht intended to be
also a convivial moment of relax without moving. Effort can thus be made in the design of a
lifting keel capable to not reduce so sensibly its roll damping behavior while the yacht is
standing still.
5 CONCLUSIONS
The aim of this paper was to provide a comparison between two different numerical solvers
on the seakeeping analysis of two sailing yachts. Then, the possible considerations coming
from the variation of some parameters as speed, heeling angle and bulb vertical position have
been investigated. Particular attention has been given to those aspects which made the
differences between the softwares and, supposedly, the two hulls available.
In the present work the Response Amplitude Operators and most of the simulations are made
with free Heave and Pitch in heading waves, b = 180◦, at a constant forward speed, V = 8kn.
The Roll computations, instead, have been performed entirely with beam sea, b = 90◦. The
sea state is compounded by monochromatic waves generated according to the 1st order
Stokes theory so that the B.E.M. versus R.A.N.S. computations could be easily compared.
The main advantage of the B.E.M. method is certainly its fast computation capability.
Moreover, it has been found that the overall performances are reliable in terms of low and
high wave frequencies, which means long and very short waves compared to the waterline
length, or beam, of the yacht. The resonance amplification phenomena of the Heave
displacement showed increasing the velocity can create concern because hasn’t been
encountered in the both RANS simulations and the latest experimental results showed by CRS
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[3]. On the other hand, the Pitch motion well suited the theoretical trend and the Star CCM+
values.
In this paper the Roll response of a sailing yacht obtained by HydroStar has been limited to his
bare hull characteristics. Appendages cannot be modeled and correctly computed by the
software. As a result, unfortunately, the damping coefficients aren’t completely reliable and,
then, the RAO can show under/over estimated amplitudes even if the general trend is in line
with the theoretical results. It could be stated that, in case the transversal motions represent
an important part of the design, experimental tests are highly suggested when a database of
damping coefficients is not available.
Since the huge computational time of the R.A.N.S. in front of the BEM solvers, a complete
determination of the transfer function in frequency (RAO) has rarely been published.
Moreover, the seakeeping of a yacht has usually referred to motor superyachts rather than
sailing yachts, even if critical accelerations are an important part of the rigging design.
In this paper it has been shown that the R.A.N.S. solver predicts a more damped Heave motion
in semi-planning regime while the Pitch amplitude correspond to the HydroStar curves. Since
the appendage effects can be simulated considering the viscous, drag and eddy making
characteristics, particular attention has been given to the heeled configuration and the roll
motion at different operational conditions. Nonetheless, it must be highlighted that Star CCM+
showed outstanding capability of postprocessing very useful to better understand the
phenomena.
The R.A.O. comparison in Figure 2(a) and Figure 2(b) showed a resonance peak reduction
obtained by the R.A.N.S. simulations concerning the Heave motion. With the viscous solver
also a lower amplitude of the response is foreseen at low frequencies/large period region. On
the other hand, the Pitching curve are almost equal. The Roll showed mainly scaled graphs
demonstrating that the viscous effects, the frictional drag, the eddy making and the rolling
inertia variations have a crucial importance. The Roll transfer function in Figure 5 also shows
a broader spectrum in case of the viscous solver.
As expected, the increase of speed as well as the position of the centerboard (see Figure 9 and
11 and 12), strongly influences the Roll damping of the sailing yachts . Moreover, the strong
inertia variations due to different vertical configurations increases this effect such that the
Roll response is half sized when the bulb is at the maximum Draught.
Furthermore, we can state that the overall Heave and Pitch seakeeping performances of the
two analyzed sailing yachts resulted to be similar for both the softwares available.
Nonetheless, the aft topside volume is seen to improve the roll damping, at b = 90◦, of the soft
chined hull despite a more rounded shape. With the increase of forward velocity the
aforementioned effect is less pronounced.
Finally, the very fast B.E.M. software HydroStar showed to be useful as design tool for
operational conditions at low speeds. Unfortunately, it can’t be used for sailing yachts Roll
motion estimations due to its non-viscous base. Generally, in case friction effects may lead to
important dynamic effects, a powerful but more cost timing R.A.N.S. software as Star CCM+ is
found to be able to give more detailed information.
5.1 Future Developments
For the seakeeping of a such complex body like a sailing yacht, the R.A.N.S. simulations are
needed. With the performe analysis, it is possible now to isolate singular physical phenomena
and see their effect on the total motion amplitude.
The impact of hard chined hulls and/or bulb particular shapes could be also of some interest
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for that companies which looks for the best compromise between technology and comfort.
Certainly a weighted design of the lifting keel mechanism can be simulated in order to
minimize the undesirable Roll oscillations while floating (or at very low velocities) and to
maximize the performances of downwind curse during regattas.
The influence of the Leeway angle should be deepened as well as the possibility of create a
6DOF integrate VPP model which separately calculate the aerodynamic loads.
ACKNOWLEDGMENTS
The author would like to thank the supervision of Professor Dario Boote and the support of
his academic staff during the time spent in the University of Genoa, La Spezia Campus.
The author would like to express his gratitude to the support and service provided by Eng.
Carlo Pettinelli of CD-Adapco. Particular thanks go also to VSS YACHT REFIT s.r.l. for sharing
the characteristics of two VISMARA sailing yachts.
This paper was developed in the frame of the European Master Course in "Integrated
Advanced Ship Design" named "EMSHIP" for "European Education in Advanced Ship Design",
Ref.: 159652-1-2009-1-BE-ERA MUNDUS-EMMC.
REFERENCES
[1] Gaillarde, G., Jan de Ridder, E., van Walree, F., Konig, J. Hydrodynamic advice of Sailing
Yachts through Seakeeping Study, The 18th Chesapeake Sailing Yacht Symposium, Annapolis
03/2007.
[2] Redondo, G., and Bartesaghi, S., Seakeeping analysis and related seasickness:
Computational Fluid Dynamics approach, Design and construction of Super and Mega Yacht,
8-9 May 2013, Genoa, Italy.
[3] Bunnik, T., van Daalen, E., Kapsenberg, G., Shin, Y., Deng, G., Delhommeau, G., Kashiwagi, M.,
and Beck, B., A comparative study on state-of-the-art prediction tools for seakeeping, 28th
Symposium on Naval Hydrodynamics, Pasadena, California, 12-17 September 2012.
[4] Combourieu, A., Previous sailing yacth seakeeping investigation, EMSHIP Master Thesis,
Feb 2013.
[5] Bertram, V., Graf, K., and Soding, H., Une methode des tranches pour la tenue a la mer des
Yachts - traitement des Ailerons, 10th Numerical Towing Tank Symposium.
[6] Nabergoj R., Fondamenti di Tenuta della Nave al Mare, University of Trieste, 2010.
Suggested readings:
[7] Larsson, L. and Eliasson E. Rolf, Principle of yacht Design, 3rd Edition, 2008.
[8] Lewis, E.V., Motions in Waves and controllability, Principles of Naval Architecture Volume III, 1989.
[9] Ferrant, P., Seakeeping course notes, Ecole Centrale de Nantes, EMSHIP, 2013.
[10] M.I.T., Ocean Wave Motion, free course notes: www.mit.edu
[11] Bertram, V., Practical Ship Hydrodynamics - Ship Seakeeping, Chapter 6, 2nd Edition,
2010, pp.143-199.
[12] Hydrostar Manual, Beurou Veritas freedwnolad.
[13] Orozco J.M., Raposo C.V. and Malenica S., A Practical Procedure for the Evaluation of
the Roll Motions of FPSO’s Including the Non potential Damping, Offshore Technology
Conference, Houston - Texas USA, 6-9 May 2002.
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9. Prima unità navale monocarena brevettata ad alta
efficienza idrodinamica e risparmio energetico che
naviga su una formazione di schiuma auto-prodotta
L. Mascellaro
MONOTRICAT Srl, Progettista navale
Sommario
La riduzione della resistenza viscosa sulle unità navali, soprattutto quelle dislocanti, ha
impegnato ed impegna ricercatori a livello mondiale. Finora questi studi hanno portato a
diverse soluzioni, tra cui i migliori risultati sono stati ottenuti pompando aria in pressione in
un modello di carena a sezione concava, o, in alternativa, realizzando sfori sulle unità navali
attraverso i quali pompare aria su un’ampia superficie di opera viva. Invece la carena
inventata e brevettata da Luigi Mascellaro, testata presso primari Istituti di ricerca
universitari italiani e stranieri, propone una innovativa soluzione per rompere lo strato limite
tra carena e acqua, sfruttando la schiuma associata alla formazione ondosa ingenerata dalla
prua.
1. INTRODUZIONE
La nuova architettura di carena navale da me realizzata e brevettata a livello internazionale,
frutto di studi e ricerche decennali, sfrutta la componente di schiuma associata alla
formazione ondosa prodiera in condizione di moto turbolento convogliandola al di sotto della
carena in modo da rompere lo strato limite. Contemporaneamente è in grado di garantire
un’elevata sicurezza di navigazione, assicurando comfort agli occupanti, stabilit{
all’imbarcazione e capacit{ di affrontare condizioni meteo-mare avverse per le sue
dimensioni, e offrire quindi una regolarità nei collegamenti marittimi ed un risparmio
energetico consistente.
2. INNOVAZIONE DELLA NUOVA ARCHITETTURA DI CARENA
Quanto sopra viene realizzato da una nuova architettura di carena navale completamente al di
fuori di tutti gli schemi convenzionali, ossia una monocarena con una prua sottile a forma di V
profondo per ottenere un effetto “sea-keeping”. L’angolo acuto della prua si allarga fino a
diventare di 180° nella zona poppiera (che diventa piatta), rendendo quindi questa carena
molto più larga delle carene tradizionali (di circa il 20%) per dare una stabilità di
“piattaforma”. L’architettura si completa con due snelli scafi laterali o lamine poste lungo le
fiancate del natante, con lo scopo di captare la schiuma associata alla formazione ondosa
provocata dalla prua, impedendo che vada dispersa ma accumulandola nell’angolo formato tra
le lamine e la carena, che aumenta, procedendo verso poppa fino a diventare un angolo retto.
E’ quindi la velocit{ a distribuire la schiuma uniformemente sotto la carena rompendo lo
strato limite.
A tale proposito, si mostrano di seguito le foto che dimostrano la distribuzione della schiuma
al variare della velocità [1] (Figure: 1,2,3,4):
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Figura 1: Foto n. 1 spray carena (Prova di rimorchio Δ 70t - velocità 18 nodi)
Figura 2: Foto n. 2 spray carena (Prova di rimorchio Δ 70t - velocità 20 nodi)
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Figura 3: Foto n. 3 spray carena (Prova di rimorchio Δ 70t - velocità 22 nodi)
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Figura 4: Foto n. 4 spray carena (Prova di rimorchio Δ 70t - velocità 24 nodi)
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3. SPERIMENTAZIONE EFFETTUATA
Questa nuova architettura di carena è stata ripetutamente testata presso primari Istituti di
ricerca universitari qualificati , come: l’Istituto Vasca Navale dell’ I.N.S.E.A.N. C.N.R. di Roma
[1][2], ed il Dipartimento di Ingegneria Navale dell’Universit{ di Trieste, diretto dal Prof. Igor
Zotti il quale l’ha testata personalmente [3] [4], e l’ha esposta nella sua relazione al
precedente Congresso Sea-Med 2012 [5]; inoltre in CFD (Computational Fluid Dynamics) è
stata testata nel 2014 presso l’Universit{ di Stoccolma (Svezia) [10] [11] [12].
In particolare, le prove effettuate nell’Agosto 2010 presso la Vasca Navale INSEAN di Roma
hanno certificato i seguenti valori riferiti ad un’imbarcazione di metri 24,395 di lunghezza per
una larghezza massima di metri 7,446 (fuori tutto) [1][2] (Tabella 1):
Tabella
7:
Risultati
esperienze
di
rimorchio
ottobre
2010
Vasca
Navale
INSEAN
Nell’Agosto del 2011 si è sperimentata l’influenza degli scafi laterali (o pinne) sullo stesso
modello, riducendone progressivamente l’immersione e lo spessore. Ne è risultato un
miglioramento percentuale della resistenza ed un incremento di efficienza come da
diagramma seguente [2] (Tabella 2):
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Tabella 2:- Differenze percentuali della resistenza rispetto alla configurazione originale con pinne
integre
Questa variazione di immersione spessore degli scafi/lamine laterali non limita la
controllabilit{ direzionale dell’imbarcazione, come gi{ sperimentato su un modello di 7,30
metri autopropulso con scafetti laterali egualmente sottili e poco immersi.(ved. Figura 5: foto
del modello autopropulso in navigazione sul lago di Bolsena).
(Tabelle complete per varie dimensioni/rapporti di scala - nave, sono fornibili a richiesta)
La carena Monotricat è stata inoltre di recente studiata anche col software di simulazione
Open FOAM (sistema di CFD open source), all'interno di un progetto della Comunità Europea
con l'Università di Stoccolma (Svezia). Infatti la Monotricat® Srl, promotrice del brevetto
internazionale, è stata una delle 10 PMI europee selezionate dal programma europeo PRACE
SHAPE per l’innovazione con l’obiettivo di favorire la cooperazione e il trasferimento
tecnologico tra ricerca e industria. I risultati ottenuti con la CFD (Computational Fluid
Dynamics) OpenFOAM sono sostanzialmente sovrapponibili a quelli ottenuti con le prove in
Vasca Navale, come mostrato nella Tabella 3 [10], [11]:
Tabella 3:- Valori di resistenza sperimentali (CFD - OpenFOAM)
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In particolare è stata effettuata una simulazione di tutto lo scafo, includendo un'adeguata
modellizzazione di turbolenza, di effetti a superficie libera e cavitazione, e simulazione
abbinata del flusso e movimento indotto dal flusso, ecc., necessari allo studio di questa
particolare architettura di carena. I risultati numerici e le prove di scalabilità mostrano che
per lo studio ulteriore di questa carena è possibile concentrarsi sulle simulazioni CFD in
alternativa alle prove tradizionali [10], [11].
Figura 5: Modello autopropulso scafo in navigazione sul lago di Bolsena (velocità 22-24 nodi)
4. RISULTATI
Come risulta dai risultati ufficiali dei test e dalle analisi dei risultati delle esperienze di
rimorchio condotte, e sopra esposte [1] [2] [3] [4] [5] [10] [11] [13], si evince che questa
innovativa carena possiede un alto grado di efficienza per velocità fino a 20/22 nodi.
Tale efficienza ufficialmente dimostrata presenta un ulteriore margine di migliorabilità al di
sopra di queste velocità, in quanto si è rilevato che la poppa si solleva senza un corrispettivo
sollevamento idrodinamico della prua, ingenerando una rotazione del modello tale da fare
immergere la prua con la conseguenza di un aumento della resistenza [1], come si evince dal
grafico in Tabella 4 ove vengono rappresentate due curve relative a due diversi assetti di
navigazione sperimentati, di cui il secondo non va a migliorare le performances del primo
(Tabella 4).
A tale proposito, sia a dimostrazione di quanto esposto, sia al fine della migliorabilità ulteriore
della ricerca, è disponibile per chi volesse implementare la ricerca un prototipo presso la sede
della Monotricat Srl delle dimensioni di 8m x 2,4m da motorizzare per le prove in acqua:
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Tabella 4:- Curve dell’angolo d’assetto per le due configurazioni di carena sperimentate:
5. CONCLUSIONI E PROSPETTIVE DI RICERCA
I modelli testati nelle Vasche Navali, a cui si riferiscono i risultati esposti, sono stati prodotti
artigianalmente in auto-costruzione e autofinanziamento come singolo ricercatore,
supportato solo da più di 50 anni di personale esperienza, preparazione e professionalità, ma
non da finanziamenti del settore pubblico, privato o cantieristico (e quindi non con la
precisione tecnica conseguibile solo dall’industria modellistica), nonostante che l’innovazione
rappresentata dalla carena Monotricat sia stata oggetto di notevole interesse da parte di
esperti, tecnici e accademici, oggetto di tesi di laurea e di pubblicazioni su riviste
specialistiche e siti web specializzati [6],[7],[8],[9],[10],[11],[12],[13].
In base all’analisi oggettiva dei risultati ottenuti ed esposti, si evince quali grandi prospettive
di studio e implementazione dei risultati possano aprirsi, qualora la ricerca del settore
pubblico e privato voglia supportare questa ricerca da me iniziata per lo sviluppo di un
prodotto così innovativo e che apre enormi prospettive per la ripresa della cantieristica con
vantaggi di riflesso sull’occupazione e il made in Italy, grazie anche al valore aggiunto
rappresentato dalla copertura brevettuale.
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BIBLIOGRAFIA
[1] CNR Consiglio Nazionale delle Ricerche – I.N.S.E.A.N. Istituto Nazionale per Studi ed
Esperienze di Architettura Navale – Roma, Ing.: E. Campana Responsabile, A. Ugolini
CTER, “Prove di rimorchio su modello Mono.Tri:Cat. da 24m”, Esperienze di idrodinamica
su modelli, Rapporto di Prova C2565-04CT10-RAP01, Serie n. 1-2, 17 maggio 2011, pagg. 1 –
40.
[2] CNR Consiglio Nazionale delle Ricerche – I.N.S.E.A.N. Istituto Nazionale per Studi ed
Esperienze di Architettura Navale – Roma, Ing.: E. Campana Responsabile, M. Masia, R.
Penna, D. Ranocchia, “Prove di rimorchio su modello Mono.Tri:Cat. da 24m”, Esperienze di
idrodinamica su modelli, Rapporto di Prova C2565A03CT11-RAP01, Serie n. 1-4, Roma, 11
ottobre 2011, pagg. 1 – 35.
[3] Università degli Studi di Trieste, Facoltà di Ingegneria, Dipartimento di Ingegneria Navale
del Mare e per l’Ambiente D.I.N.M.A., Sezione di Ingegneria Navale e del Mare, Prof. I. Zotti
Responsabile, “Esperienze di rimorchio Carena C. 412-08 Monotricat”, Serie di prova n. 13, Trieste, 5 marzo 2009, pagg. 1 – 35.
[4] Università degli Studi di Trieste, Dipartimento di Ingegneria Navale del Mare e
dell’Ambiente D.I.N.M.A., “Esperienze di rimorchio Carena C.412-08 Carena Innovativa”,
Ing. Tommaso De Luca, http://www.youtube.com/watch?v=zL0oxFe8cK0 .
[5] I. Zotti, A. Agrusta, “Evoluzioni e tendenze nello sviluppo idrodinamico delle moderne
carene veloci”, Universit{ degli Studi di Trieste, Dipartimento di Ingegneria e Architettura,
V Congresso SEA-MED, 6 luglio 2012, Messina, pagg. 1 – 12.
[6] L. Mascellaro, “Nuova carena Monotricat ad alta efficienza idrodinamica e recupero
energetico”, Rivista Marittima, Marina Militare Italiana, luglio 2013, pagg. 148 – 150.
[7] A. Mancini, “The Monotricat: New Hull, New Boat”, Nautica International, novembre 2009,
pagg. 74 - 79.
[8] A. Mancini, “Il Monotricat, una nuova carena per un nuovo yacht”, Nautica, settembre
2009, pagg. 104 – 109.”
[9] Monotricat SRL, “MONOTRICAT Nuove carene navali – Innovative lines hulls, Prima unità
navale monocarena ad alta efficienza idrodinamica che naviga su una formazione di
schiuma auto-prodotta – First naval unit monohull high hydrodinamic efficiency
navigating on a foaming self-produced”, http://www.monotricat.net.
[10] L. Axner, J. Gong, A. Chiarini, L. Mascellaro, “SHAPE pilot Monotricat SRL: Hull
resistance simulations for an innovative hull using OpenFOAM”, PRACE Partnership for
Advanced Computing in Europe, http://www.prace-ri.eu .
[11] PRACE Partnership for Advanced Computing in Europe, “PRACE SHAPE Pilot selects 10
European SMEs”, http://www.prace-ri.eu/IMG/pdf/2013-1119_press_release_shape_selection_-_v4.pdf
[12] PRACE Annual Report 2013, “Monotricat SRL Italy – CFD simulation of an innovative
hull”, www.prace-ri.eu
[13] HUBDESIGN, “Monotricat®”, Ing. Tommaso De Luca,
http://www.hubdesign.it/index.php?option=com_content&task=view&id=38&Itemid=51
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10. Metodologie
silenziose
per
la
progettazione
di
eliche
F. Conti1, C. Vaccaro2, F. Valdenazzi3, M. Viviani2
1FINCANTIERI,
2University
3CETENA
Department of Naval Architecture
of Genoa
Sommario
Al giorno d’oggi, il problema dell'impatto ambientale del settore dei trasporti è diventato un
tema cruciale.
Nel settore marittimo, il rumore irradiato dalle navi ed il comfort a bordo stanno diventando
sempre più importanti, non solo per navi passeggeri, ma anche per navi mercantili. Una delle
principali fonti di rumore e vibrazioni delle navi è rappresentata dal sistema di propulsione e
dall'elica in particolare. Per questo motivo, i requisiti di progettazione dell’elica non sono più
limitati alla ricerca della massima efficienza e ad evitare cavitazione erosiva, ma
comprendono severi requisiti in termini di pressioni indotte e di rumore irradiato. Nel
presente lavoro sono state adottate diverse formulazioni numeriche per la valutazione di
forze e momenti esercitate sulla pala in condizioni di flusso stazionario e non stazionario, in
regime cavitante e non cavitante, e le pressioni indotte sullo scafo risultanti.
Abstract
The problem of the environmental impact of transportation is, nowadays, a crucial topic. In
the maritime industry, radiated noise and comfort related issues are becoming more and
more important, not only for passenger ships, but also for merchant ships. A major source of
noise and vibrations from ships is represented by the propulsion system and by the propeller
in particular. For this reason, design requirements are not anymore limited to the research of
high propeller efficiency and of erosive cavitation avoidance, but include stringent
requirements in terms of pressure pulses and radiated noise. In the present work different
numerical formulations of the steady and unsteady, wetted and cavitating flow models are
applied in order to assess the blade forces and moments exerted on the cavitating propeller
operating in a ship wake field and its resulting pressure pulses.
1. INTRODUZIONE
Le problematiche legate al rumore irradiato e alle pressioni indotte dall’elica sono sempre più
importanti nell’ambito del progetto dell’elica, sia per applicazioni militari (come
tradizionalmente avviene da molti anni) che per applicazioni mercantili, per motivazioni
diverse. Tali fenomeni sono strettamente legati al funzionamento non stazionario delle eliche
(in regime cavitante e non cavitante), che porta alla generazione di rumore irradiato verso
l’esterno e di pressioni indotte dapprima sulla volta di poppa e poi, attraverso le strutture
scafo, a tutta la nave.
Negli ultimi anni, accanto alle ben note necessità delle navi militari (non essere sentite e
contemporaneamente essere molto silenziose per non interferire con i propri sensori), si sono
affiancate le esigenze delle navi passeggeri, degli yacht di medie dimensioni e dei megayacht,
con requisiti di progettazione sempre più stringenti in termini di pressioni indotte, per
garantire un elevato livello di comfort ai passeggeri e / o all’Armatore. Per queste navi, anche i
requisiti in termini di rumore irradiato stanno acquisendo importanza, specialmente per unità
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che debbano operare in prossimità di aree marine protette. Per diversi motivi, anche navi
speciali, come ad esempio le navi oceanografiche, possono presentare dei requisiti di
silenziosità viste le loro necessità operative.
Più in generale, considerando tutte le navi mercantili, si è assistito negli ultimi anni ad un
sempre crescente interesse da parte dell’IMO per l’impatto ambientale del trasporto
marittimo. In quest’ottica, sono ben noti gli studi e le norme rivolte alle emissioni in aria, sia di
gas serra [1][2] che di altri residui da combustione [3], le norme relative alle emissioni
chimiche di pitture antivegetative (in particolare quelle basate su TBT) [4] e al trattamento
delle acque di zavorra [5]. Anche dal punto di vista delle emissioni acustiche l’attenzione sta
crescendo progressivamente [6][7], in stretta connessione con gli studi circa il loro effetto
sulla fauna marina e in particolare sui mammiferi marini, che basano la loro possibilità di vita
sulle comunicazioni acustiche. Da questo punto di vista, il rumore antropogenico può avere
diversi effetti sui cetacei, potendo causare danni permanenti o temporanei all’udito, cambi di
comportamento o semplicemente incapacit{ di comunicare. Quest’ultimo aspetto in
particolare ha avuto un progressivo peggioramento a causa dell’incremento del traffico
marittimo negli ultimi anni.
Per questo motivo, si sono svolti, e sono tuttora in svolgimento, numerosi studi rivolti ad un
miglioramento delle conoscenze relative agli argomenti complessi legati al rumore irradiato
dalle navi con l’obiettivo di arrivare a delle normative comuni per la limitazione dei fenomeni.
Il CETENA e l’Universit{ di Genova hanno, a questo riguardo, partecipato ad un progetto
europeo (SILENV, Ships oriented innovative solutions to reduce noise and vibrations) e
stanno attualmente partecipando a due ulteriori progetti (AQUO, Achieve QUieter Oceans, e
SONIC, Suppression Of underwater Noise Induced by Cavitation), a testimonianza del forte
interesse da parte della comunit{ marittima per l’argomento.
In termini normativi, va segnalato che nel 2010 il DNV (Det Norske Veritas) ha proposto la
notazione di classe “Silent”; questa notazione è rivolta sia a determinate tipologie di nave
(Acoustic, Seismic, Fishery, Research) che, più in generale, a navi il cui progetto sia “orientato
all’ambiente” (Environmental). Da questo punto di vista, comunque, la notazione non è
obbligatoria e peraltro i limiti proposti non sembrano basati su studi effettivi sull’effetto del
rumore sulla fauna marina ma piuttosto sull’identificazione di valori ragionevolmente
ottenibili con l’utilizzo di buone tecniche di progettazione. Le navi da ricerca (Fisheries
research vessels) negli ultimi anni devono soddisfare i requisiti dell’International Council for
the Exploration of the Seas (ICES), che sono stati sviluppati sulla base di studi circa l’effetto
sulla fauna marina, tuttora però in discussione.
D’altra parte, le fluttuazioni di pressione indotte dall’elica sullo scafo sono una rilevante causa
di vibrazioni e rumore all’interno della nave, con il conseguente forte impatto sul comfort di
bordo. Si tratta evidentemente di un aspetto di grande rilevanza per la progettazione di navi
passeggeri e yacht, per il quale si cerca il più possibile di intervenire alla fonte dei disturbi,
ossia riducendo l’ampiezza delle fluttuazioni di pressione sullo scafo attraverso un’accurata
previsione e analisi del comportamento fluidodinamico dell’elica.
A questo proposito, va detto che i livelli di vibrazioni e rumore all’interno di navi passeggeri e
yacht sono governati non solo da aspetti normativi, ma anche e soprattutto dai requisiti
progettuali stabiliti dall’Armatore / Committente. Tali requisiti sono sempre più stringenti e la
capacità di soddisfarli è un aspetto chiave della competitività nel settore delle navi ad alto
contenuto tecnologico. Per quanto riguarda le normative, il testo di riferimento è l’IMO
Resolution A.468(XII) [8] punto di partenza per le notazioni di classe ‘comfort’ dei registri, che
prescrivono i livelli massimo di vibrazioni e rumore nei diversi locali di bordo.
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I requisiti sulle prestazioni della nave in termini di vibrazioni e rumore rendono necessaria
l’adozione di strumenti di progettazione e verifica in grado di prevedere in modo molto
accurato il comportamento dell’elica, non solo in termini di spinta, coppia ed estensione di
cavitazione, ma anche in termini degli effetti secondari quali, appunto, rumore irradiato e
pressioni indotte. A tal fine, sono stati utilizzati diversi approcci numerici, con livelli di
complessità crescente, in modo da poter realizzare un benchmark tra essi e selezionare le
metodologie che più si adattano allo studio voluto, validando i risultati ottenuti mediante
prove sperimentali.
2. METODOLOGIE DI CALCOLO UTILIZZATE
La cavitazione è un problema comunemente affrontato nella progettazione di eliche navali,
responsabile di danneggiamento delle pale, decadimento delle prestazioni ed indirettamente
anche fonte di vibrazioni e rumore irradiato. In passato sono state usate diverse metodologie
per modellare numericamente i singoli fenomeni introducendo pesanti approssimazioni nella
schematizzazione, oltreché un complesso lavoro di interfacciamento tra i vari codici per
tenere conto dell’interazione dei diversi fenomeni e una procedura di soluzione iterativa.
Inoltre, se i programmi per la valutazione delle prestazioni usuali delle eliche possono
considerarsi consolidati, la valutazione degli effetti secondari, in termini di pressioni indotte
e, soprattutto, di rumore irradiato, continua ad essere particolarmente problematica e per
questo oggetto di studio sia in campo nazionale che in campo internazionale.
Nel corso degli anni, sono stati condotti numerosi studi per lo sviluppo di metodologie di
calcolo (sia di progetto che di verifica), in buona parte con l’utilizzo di metodi a potenziale,
con correzioni opportune per tener conto degli effetti viscosi;
Più recentemente, grazie all’introduzione di calcolatori con capacità sempre più elevate,
l’applicazione di codici di calcolo (RANSE) in grado di affrontare il problema nella sua
completezza si sta diffondendo sempre di più, permettendo di affrontare in modo
soddisfacente problemi complessi come lo studio di eliche in mantello, lo studio di eliche in
condizioni molto off-design e lo studio di fenomeni cavitativi come il vortice di estremità.
Sia i codici a potenziale, sia i codici RANSE possono essere interfacciati con codici dedicati alla
propagazione del rumore per prevedere gli effetti acustici dovuto all’elica; la scelta del
modello di calcolo dipende da quali sono gli effetti dominanti il campo acustico (cavitazione
più o meno estesa, di tipo laminare o associata al vortice di estremità).
Inoltre, nel corso degli anni sono state continuamente migliorate e sviluppate le procedure
sperimentali per la valutazione dei fenomeni della cavitazione, del rumore irradiato e delle
pressioni indotte, con particolare attenzione alla loro correlazione.
In questo studio si descrivono brevemente le attività usualmente svolte nelle varie fasi di
progettazione delle eliche navali silenziose, sottolineando quali siano gli sviluppi più recenti.
La catena progettuale ha solitamente inizio con l’utilizzo di programmi che permettono di
determinare le caratteristiche geometriche dell’elica; tra essi, i codici basati sulla teoria della
linea e superficie portante rappresentano una tecnica usuale, validata e con una limitata
onerosità di calcolo, prestandosi quindi particolarmente bene ad una fase di progettazione.
Tali programmi sono anche in grado di fornire previsioni sull’insorgere di fenomeni cavitativi
in presenza dell’effettiva scia nella quale l’elica lavora, che aiutano a capire quali potrebbero
essere le sezioni più soggette a tali fenomeni e apportare opportune modifiche iterative o alla
geometria o al modo in cui viene definita la distribuzione di carico sulla pala.
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Definita la geometria, per stimare il carico non stazionario sulle pale durante una rotazione
completa e le pressioni indotte dall’elica funzionante in scia di carena, possono essere
applicati codici basati sulla teoria a superficie portante, con l’aggiunta della non stazionariet{,
formulata sull’assunzione di pale sottili e operanti in assenza di separazione di flusso.
In aggiunta a questi codici di calcolo, già in uso da tempo per le verifiche di progettazione dei
propulsori navali e quindi considerabili come stato dell’arte consolidato, si stanno utilizzando
sempre più codici a pannelli per il calcolo delle prestazioni dell’elica in condizioni non
stazionarie e delle pressioni indotte.
I metodi a pannelli, in generale, permettono di modellare in modo più completo le
caratteristiche geometriche dell’elica ed il loro effetto idrodinamico; uno svantaggio di questi
metodi è legato al fatto che sia i risultati che l’onerosit{ del calcolo sono dipendenti dalla
pannellatura utilizzata per descrivere le pale, che diventa una delle scelte principali da
affrontare in base al tipo di verifica che si vuole effettuare, e necessita quindi una notevole
attenzione da parte dell’utilizzatore, al fine di evitare di ottenere soluzioni di scarsa qualit{.
Per poter considerare le metodologie numeriche e sperimentali completamente utilizzabili in
ambito industriale, si ha un bisogno continuo di confronto tra i risultati dei vari codici e una
loro validazione mediante prove sperimentali (non sempre disponibili a causa del carattere di
riservatezza degli argomenti considerati); gli scopi di queste attività sono molteplici,
comprendendo quello di evidenziare i limiti di applicabilità dei vari codici, permettendo al
progettista di scegliere opportunamente e in modo consapevole lo strumento più adatto nelle
varie fasi di progettazione e di affinare ulteriormente gli strumenti sviluppati. .
Nel presente lavoro, si presentano alcuni risultati di queste attività, attualmente in corso di
sviluppo presso Fincantieri e Cetena; i calcoli sono stati effettuati per diverse condizioni di
funzionamento, oltre a quella di progetto, per capire come si comporta il propulsore anche al
di fuori del punto di lavoro per cui la geometria di pala è stata ottimizzata.
3. ESEMPI DI CALCOLO
Di seguito, a titolo di esempio, si riportano alcuni dei risultati numerici che sono in grado di
fornire i codici appena discussi al punto precedente. In particolare, i calcoli sono stati
effettuati su un’elica a 5 pale di una nave bielica della quale erano gi{ a disposizioni prove
sperimentali al tunnel di cavitazione e in vasca navale, oltreché dei rilievi al vero sia
dell’estensione di cavitazione che delle pressioni indotte.
I codici considerati in questo caso sono quelli a potenziale, confrontando i metodi a superficie
portante più usuali con i metodi a pannelli, mentre in futuro si prevede di estendere l’analisi a
codici RANS.
Dai confronti con i dati sperimentali (in termine di estensione di cavitazione e di pressioni
indotte), si può dire che il codice a pannelli, con l’utilizzo di una pannellatura adeguata,
fornisce una valutazione più coerente delle grandezze idrodinamiche effettivamente rilevate
su modello al variare della posizione angolare delle pale.
Tuttavia, come si può vedere dalla successiva Figura 1 che riporta l’andamento delle forze non
stazionarie su una singola pala, da questo punto di vista la precisione del calcolo a superficie
portante è del tutto accettabile, e pertanto da preferire in fase di progettazione di base,
rispetto ad un calcolo in scia in condizioni cavitanti con metodi a pannelli, soprattutto se
paragonata con un’onerosit{ di calcolo dell’ordine di grandezza di pochi secondi a fronte dei
tempi più lunghi necessari per i metodi a pannelli.
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Per quel che riguarda il calcolo delle pressioni indotte, dal confronto con i rilievi al vero
presentati nella Figura 2, si può affermare che una procedura di calcolo semplificata come la
superficie portante può considerarsi non del tutto adeguata a questo tipo di valutazione. Il
codice a pannelli, invece, permette di ottenere dei livelli di pressioni indotte sullo scafo
abbastanza confrontabili con quelli misurati, e con un’ulteriore affinamento della pannellatura
di carena sulla volta di poppa utilizzata per il calcolo si potrebbero ottenere dei risultati
ancora
migliori.
Figura 1: Confronto forze fluttuanti singola pala - Pannelli Vs. Superficie Portante
Figura 2: Confronto pressioni indotte – Pannelli vs. Superficie Portante vs. Misurato
Nelle due successive figure, vengono riportati a titolo di esempio i risultati del campo
idrodinamico di pressione (Figura 3) e dell’estensione di cavitazione (Figura 4) al variare
della posizione angolare, ottenuta con il programma a pannelli, che rappresentano l’input per
il calcolo successivo delle pressioni indotte. Da queste si può notare quanto effetto hanno sulla
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cavitazione (e di conseguenza su rumore irradiato e pressioni indotte) il buco di scia creato
dalla presenza della carena (nonostante l’utilizzo di una carena bielica e piuttosto fine) e
l’inclinazione dell’asse.
Figura 3: Distribuzione di pressione dorso al variare delle posizioni angolari
Figura 4: Cavitazione dorso al variare delle posizioni angolari
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Per concludere, c’è da precisare che così come sono stati condotti numerosi studi per lo
sviluppo di metodologie di calcolo (sia di progetto che di verifica), anche le modalità di prova
sperimentale per la valutazione dei fenomeni di cavitazione, del rumore irradiato e delle
pressioni indotte e per la loro correlazione sono state contemporaneamente sviluppate e
migliorate.
Le più comuni ed usuali prove su modello, per le eliche, rimangono sempre le osservazioni al
tunnel di cavitazione nelle quali è possibile valutare anche il rumore irradiato e le pressioni
indotte. Questo tipo di misure fatte su modello devono poi essere opportunamente scalate in
vera grandezza; se la scalatura dei fenomeni cavitativi è stata oggetto di molti studi in passato
e può ritenersi assodata [10], non altrettanto si può dire per la scalatura dei fenomeni
secondari legati ad essa, sia per quel che riguarda le pressioni indotte (con ad esempio
l’effetto della presenza della superficie libera che può modificare notevolmente i risultati se
ottenuti al tunnel di cavitazione) sia, soprattutto, per il rumore irradiato. Da questo punto di
vista, una continua correlazione tra dati su modello e al vero è necessaria per l’affinamento
delle capacità previsionali, oltre che per fornire ovviamente dati aggiuntivi per la validazione
dei codici di calcolo.
Anche per quel che riguarda le osservazioni al vero ci sono stati dei notevoli sviluppi; fino a
non molto tempo fa, infatti, le osservazioni erano effettuate attraverso oblò ed usate
principalmente a bordo di navi militari sui quali poter sistemare le telecamere per le misure
di cavitazione, rendendo queste osservazioni problematiche e non sempre praticabili.
Ultimamente, invece, per questo tipo di misure al vero è stato introdotto l’uso del boroscopio
che, essendo un metodo di misura “non invasivo” (o per lo meno molto meno invasivo,
necessitando di passaggi a scafo decisamente ridotti) a bordo, offre la possibilità di effettuare
misure su molte più navi ed in maniera più sistematica con risultati del tutto soddisfacenti.
Nella successiva Figura 5 si riportano un’immagine relativa a rilievi al vero eseguiti dal
CETENA proprio col boroscopio. Nell’immagine sono visibili l’elica e, sulla destra, il timone. E’
chiaramente visibile, sulla sinistra, il vortice di estremità che si stacca dalla pala.
Figura 5: Osservazioni al vero con boroscopio - Vortice di estremità.
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4. CONCLUSIONI
Nel presente studio si sono presentati alcuni metodi di progetto e previsione di
funzionamento dell’elica, discutendone vantaggi e limiti e mostrando alcuni risultati a titolo di
esempio.
Lo studio è stato concentrato su metodi a potenziale, estendendo l’analisi a metodi a pannelli
e mostrando che questi ultimi possono presentare, se utilizzati in modo opportuno, notevoli
miglioramenti.
In futuro si prevede di estendere l’analisi anche a codici di calcolo viscosi (RANS), al fine di
valutarne l’applicabilit{ nel contesto di un normale ciclo di progettazione, tenendo conto
anche della loro onerosità in termini di tempi di calcolo; tali codici sono da considerarsi
particolarmente promettenti soprattutto per i casi in cui i codici a potenziale possono
presentare problemi eccessivi, ovvero in presenza di condizioni particolarmente off-design
(ad esempio tiro a punto fisso) o in presenza di fenomeni viscosi molto importanti (ad
esempio eliche in mantello, eliche di thruster di manovra). Tali codici possono inoltre essere
utilizzati anche per la valutazione di fenomeni complessi come i vortici di estremità cavitanti,
intrinsecamente non analizzabili con codici a pannelli. A questo proposito, la Figura 6 mostra
l’estensione della cavitazione di un’elica in mantello per propulsione principale, calcolata con
un codice RANSE.
Figura 6: Calcolo RANSE dell’estensione della cavitazione per un’elica in mantello
Come sviluppi futuri, inoltre, al fine di tarare le nuove metodologie di calcolo e caratterizzare
al meglio l’interazione dei fenomeni oggetto di questo studio (funzionamento non stazionario
dell’elica cavitante e non cavitante, rumore irradiato e pressioni indotte), si prevede di
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continuare ad effettuare delle prove sperimentali, utilizzando le nuove metodologie
sviluppate nel corso degli ultimi anni, su un certo numero di eliche di diversa progettazione,
valutando come le diverse strategie di progettazione influenzino direttamente i fenomeni
cavitativi e indirettamente le pressioni indotte ed il rumore irradiato.
BIBLIOGRAFIA
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[2] IMO 2009 Second IMO GHG Study
[3] IMO 1997 Regulations for the Prevention of Air Pollution from Ships (Annex VI of the
International Convention for the Prevention of Pollution from Ships - MARPOL)
[4] IMO 2001 International Convention on the Control of Harmful Anti-Fouling Systems on
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[5] IMO 2004 International Convention for the Control and Management of Ships' Ballast
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[6] IMO 2009 Noise From Commercial Shipping and its Adverse Impacts on Marine Life MEPC
59/19 - 9 April 2009
[7] André, M., Gaggero, T., Rizzuto, E. Underwater noise emissions: Another challenge for ship
design. Advances in Marine Structure, Proceedings of 3rd International Conference on Marine
Structures, Hamburg, Germany (2011).
[8] IMO Resolution A.468(XII) ‘ Code on Noise Levels on board Ships’, adopted on November
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[9] Valdenazzi, F., de Lorenzo, F. “A methodology for the numerical predictions of propeller
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Journal of Basic Engineering, September, (1962).
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11. Profili giuridici della sicurezza nella nautica da diporto
F. Pellegrino, C. Ingratoci
Dipartimento di Giurisprudenza, Università di Messina
Sommario
La disciplina giuridica del diporto nautico si è evoluta parallelamente alla crescita della
navigazione a fini ricreativi o sportivi che, da fenomeno elitario fino al secondo dopoguerra, si
è progressivamente diffusa a partire dagli anni ’70.
Non è un caso, infatti, che la prima normativa specifica di settore si ha con la legge 11
febbraio 1971 n. 50 recante “Norme sulla navigazione da diporto”, in un periodo di piena
crescita economica. Fino a tale intervento legislativo, invero, la disciplina della nautica da
diporto era recata dal codice della navigazione, negli articoli da 213 a 218 relativi al comando
e alla condotta di navi da diporto e di battelli a remi, al personale di camera e di famiglia, alla
costruzione delle navi da diporto ed alla pesca effettuata con l’impiego delle stesse, nonché
nell’art. 1212 che sanciva le pene per l’inosservanza delle disposizioni sulla navigazione da
diporto.
D’altra parte, il ridotto interesse del legislatore per la materia trovava plausibile spiegazione
nel fatto che tale tipo di navigazione, da un lato, era esercitata per svago o finalità sportive e
non mirava al soddisfacimento di esigenze generali di mobilit{ di cose e persone, e dall’altro,
si trattava, come detto, di una pratica, all’epoca, di esigua diffusione. Nel periodo del “boom
economico”, la crescita del comparto diportistico ha determinato le condizioni per una
maggiore attenzione del legislatore alla materia, che si è tradotta nella emanazione di
normative speciali a sostegno del relativo comparto, ma anche finalizzate a garantire la
sicurezza della navigazione, a fronte del maggior numero di unità in circolazione.
Più di recente, il diffondersi di un uso commerciale delle unità da diporto, non contemplato né
nelle originarie previsioni del codice della navigazione, né nella legge speciale n. 50/71, ha
determinato l’esigenza di una profonda revisione di tutta la disciplina, oggi raccolta nel
“Codice della nautica da diporto” adottato con D.lgs. 171/2005 e nel regolamento di
attuazione, emanato con d.m. 29 luglio 2008, n 146. Salvo lo scopo ultimo della finalità
ricreativa o sportiva, il Codice della nautica ammette un uso “commerciale” dei mezzi
allorquando un’unit{ da diporto è impiegata dai proprietari per fini di lucro attraverso, ad
esempio, la stipula di contratti di locazione e noleggio, a condizione che il natante venga
utilizzato dal consumatore finale che ne ottiene il possesso o la detenzione per fini
esclusivamente lusorii. Il panorama degli strumenti relativi all’uso commerciale delle unit{ da
diporto si è, peraltro, arricchito di ulteriori figure contrattuali, quali il noleggio occasionale,
introdotte a seguito delle modifiche apportate al codice della nautica dalla recente legge n. 27
del 2012; modifiche che impongono una precisa ricognizione dei possibili utilizzi
dell’imbarcazione e delle fonti di disciplina corrispondenti.
Dalle considerazioni brevemente sviluppate, emerge infatti con chiarezza che la navigazione
da diporto, per le caratteristiche dei mezzi, la natura non professionale dei soggetti ammessi
ad utilizzarli e le modalit{ ed i fini dell’esercizio, pone una serie di problematiche specifiche
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inerenti – tra l’altro – all’organizzazione dell’attivit{ ed alla gestione dei profili di sicurezza.
Problematiche che hanno trovato una risposta, sia pure parziale, nel decreto n. 146 del 2008,
che detta norme di sicurezza per la navigazione da diporto e fissa le condizioni per il rilascio
del certificato di sicurezza, distinguendo a seconda dell’uso commerciale, o meno, delle unit{.
Si tratta, indubbiamente, di un complesso di regole speciali rispetto a quelle, ben più
numerose e articolate, che presiedono alla sicurezza nella navigazione “comune”, le quali
ultime, però, non escludono le navi da diporto (in considerazione delle loro caratteristiche
strutturali) dal proprio ambito di applicazione, quando l’imbarcazione è utilizzata per fini
commerciali e trasporta un certo numero di persone a bordo.
Si pone, quindi, un problema di coordinamento della normativa in materia di sicurezza nella
navigazione, da affrontare alla luce dei criteri di “primauté”, per il caso delle (numerosissime)
disposizioni di origine comunitaria, e di specialità con riferimento alle norme interne di diritto
marittimo.
Sul punto, particolare interesse rivestono, peraltro, le previsioni della recente direttiva
2013/53/UE del Parlamento europeo e del Consiglio relativa alle imbarcazioni da diporto e
alle moto d’acqua, che fissa i principi per la progettazione e la fabbricazione dei prodotti in
uso nella navigazione da diporto nonché le norme sulla loro libera circolazione.
Da ultimo, la difficile congiuntura economica in corso, incidendo significativamente sul
settore de quo, ha fatto emergere la necessità di una revisione delle, pur recenti, norme
codicistiche e l’introduzione di misure fiscali di favore. Il DDL n. 1167 relativo alla delega al
Governo per la riforma del codice del 2005, allo stato all’esame della Commissione Lavori
Pubblici e Trasporti del Senato, si pone proprio nell’ottica di un rilancio della nautica, da
conseguire attraverso una semplificazione del regime amministrativo e di utilizzazione delle
unità, cui si accompagna, però, una più estesa attività di controllo in materia di sicurezza e
prevenzione dei sinistri, in un settore di fatto trascurato delle disposizioni (nazionali e
comunitarie) sulla valutazione del rischio pur essendo connotato da livelli di incidentalità
significativi e crescenti.
1.
LA NOZIONE GIURIDICA DI SICUREZZA NELLA NAVIGAZIONE
Il termine sicurezza, dal latino «sine cura», indica nel linguaggio comune la condizione
in cui l’agente, muovendosi in ambiti percepiti come scevri da rischi e pericoli, non avverte
preoccupazione1. Questa definizione mal si presta, pertanto, a qualificare la condizione degli
operatori in settori, come quello della navigazione marittima, di per sé caratterizzati da
peculiari rischi tecnici che non è possibile eliminare, ma tutt’al più mitigare attraverso la
previsione di specifiche misure cautelari2.
Sul piano tecnico la sicurezza si connota, infatti, come il risultato atteso, o l’effetto in
senso giuridico, dell’applicazione di specifiche norme e regole di condotta funzionali a
1
Come osservato in dottrina «Safety is perceived quality that determines to what extent the management,
engineering and operation of a system is free off danger to life, property and the environment»: C. KUO, Managing Ship
Safety, London, 1993, 20.
2
P. BOISSON, Politiques et droit de la sécurité maritime, Parigi, 1998, 11.
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contenere il rischio ad un livello accettabile (c.d. acceptable risk) o tollerabile per la
collettività, ed è avvertita essa stessa come «bene della vita» 3 o di «interesse generale» o,
ancora, come un «valore universale»4.
In tale quadro, la locuzione «sicurezza della navigazione»5 identifica tanto l’oggetto
della tutela quanto il risultato cui è orientato un corpus di norme, dai contenuti
prevalentemente tecnici (regulatory safety), che disciplina le condotte degli operatori e delle
autorit{ di controllo, a garanzia dell’incolumit{ delle persone, dell’integrità dei mezzi, delle
cose trasportate e dell’ambiente marino.
Nel complesso delle norme di sicurezza, genericamente intese, il giurista distingue le
misure di safety, che riguardano le condizioni naturali (es. tempesta) o tecniche (es. incendi,
attrezzature insufficienti) avvertite come fonti di pericolo e/o possibile causa di sinistri di
natura accidentale, dalle azioni di security, che si riferiscono alla prevenzione di danni dovuti
ad atti criminali intenzionali e ad attività terroristiche6.
Ma v’è di più. Le norme sulla sicurezza in mare guardano all’attivit{ nautica (come fatto
tecnico) non solo in quanto punto di riferimento oggettivo di una tutela volta a scongiurare gli
«accidenti» della navigazione, ma anche come autonoma fonte di pericolo per gli spazi in cui
viene esercitata7 e per le situazioni giuridicamente rilevanti di quanti, a vario titolo, vi sono
3
G. FOÀ, Sicurezza pubblica, in Dig. disc. pubb., XIV, Torino, 1999, 128.
La dottrina si è a lungo interrogata sui contenuti giuridici della nozione di sicurezza, ravvisando in essa un bene
pubblico (G. LANDI, Pubblica sicurezza, in Enc. Dir., XXXVII, Milano, 1988, 923); il risultato di un’azione, preventiva e
repressiva, di tutela dell’ordine pubblico, strumentale alla conservazione di beni primari come la vita, la salute, l’ambiente
(MONTANARA, voce Sicurezza della navigazione (reati contro la) in Enc. Dir., XLII, Milano, 1990, 487; V. DE VINCENTIS,
Sicurezza della navigazione (delitti contro), Nss. D.I. XVII, Torino, 28; M. COLACITO, Sicurezza (polizia di) in Enc. giur.,
XXXIII, ed ivi, F. OLIVA, Sicurezza della navigazione (disposizioni penali in materia di); un valore costituzionale (A.
XERRI, La security nei porti alla luce della recente normativa comunitaria ed interna, in La sicurezza nel trasporto e nelle
infrastrutture della navigazione marittima ed aerea, a cura di La Torre, Sia, Catanzaro, 2011, 252; ID., La sicurezza come
valore nel diritto della navigazione e dei trasporti e nella formulazione di un diritto comune europeo, in Sicurezza,
navigazione, trasporto, a cura di Tranquilli-Leali, Rosafio, Milano, 2008, 155, 160, 163 s., ed ivi riferimenti bibliografici).
5
Sulla nozione vedi G. PESCATORE, Problemi giuridici attuali della sicurezza della navigazione, in Riv. dir. nav.,
1963, I, 148 ss.; G. RIGHETTI, Sicurezza della navigazione marittima, in Nss. D.I. XVII/1967, 291 e App. VII/1987, 208
ss.; M. GRIGOLI, Il problema della sicurezza nella sfera nautica, I, Milano, 1989; E. TURCO BULGHERINI, Sicurezza della
navigazione, in Enc. dir., XLII/1990, 461 ss.; M.L. CORBINO, Sicurezza della navigazione marittima, in Dig. sez. comm.,
XIII/1996, 409 ss.; M. GRIGOLI, Profili attuativi della politica di sicurezza marittima della comunità europea, in Dir.
maritt., 1997, 717 ss.; G. TELLARINI, La normativa adottata in sede IMO in materia di security marittima, in Dir. maritt.,
2003, 1102 ss.; V. VIGLIETTA, E. PAPI, Safety e security: aspetti evolutivi della sicurezza marittima, in Dir. trasp., 2005,
117 ss.; M. BARADÀ, L’evoluzione del concetto di sicurezza marittima nel diritto contemporaneo, in AA.VV., Sicurezza in
mare: un impegno comune, a cura della Fondazione Ammiraglio Michelagnoli, Bari, 2005, 281 ss.; F. PELLEGRINO, La
definizione di sicurezza aerea, in Aeroporti e responsabilità, atti del convegno di Cagliari del 24-25 ottobre 2003, a cura di
M. Deiana, Cagliari, 2005, 171 ss.; M. GRIGOLI, La sicurezza nella sfera nautica, Bari, 2006; F. PELLEGRINO, Sicurezza e
prevenzione degli incidenti aeronautici, Milano, 2007, 7, 37; G. VERMIGLIO, Sicurezza: Safety, security e sviluppo
sostenibile, in Sicurezza, navigazione e trasporto, cit., 145 ss., ed ivi A. XERRI, La sicurezza come valore nel diritto della
navigazione e dei trasporti e nella formulazione di un diritto comune europeo, cit., 155 ss., e M. BRIGNARDELLO, La
normativa comunitaria in materia di safety nella navigazione marittima, 177 ss.; F. PELLEGRINO, Sviluppo sostenibile dei
trasporti marittimi comunitari, Milano, 2009, 237.
6
La dottrina distingue la «safety of navigation» il cui obiettivo è la tutela della vita umana dai pericoli del mare di
carattere naturale (accidenti della navigazione) o inerenti alla circolazione marittima, dalla «safety of trade» il cui obiettivo
è proteggere il mezzo dalle conseguenze di azioni delittuose, come la pirateria, ecc., comunemente indicata con il termine
security: P. BOISSON, Safety at Sea, London, 1999, 31. In argomento vedi pure M. GRIGOLI, Il problema della sicurezza
nella sfera nautica, II, La sicurezza nell’esercizio nautico, Milano, 1990, 358.
7
La «nave» è considerata una delle fonti di inquinamento marino nell’ambito delle previsioni della parte XII della
Convenzione di Montego Bay sul diritto del mare del 1982 (art. 211). Cfr. pure l’art. 217, § 3, lett. b, della medesima
Convenzione. In dottrina vedi A. XERRI, Tutela dell’ambiente marino, in Nss. D. it., App. VII, Torino, 1987; C.
4
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coinvolti8..La nozione in esame evoca, quindi, una condizione più complessa di quella
riconducibile ai caratteri di una navigazione tranquilla, sino ad essere avvertita come
espressione di un diritto fondamentale del singolo 9, cui corrisponde una pretesa della
collettività nei confronti del decisore pubblico, nel contesto del moderno «diritto alla
sicurezza» nella moderna società del rischio10.
La più accreditata nozione di sicurezza marittima travalica il binomio safety/security:
all’interno di essa si collocano, infatti, tutte le prospettive ed i processi di sviluppo e di
progresso politico, economico, ambientale e sociale, unitariamente intesi come elementi dello
«sviluppo sostenibile»11, principio che, introdotto nel diritto comunitario sin dal Trattato di
Maastricht, è stato ormai inserito, col Trattato di Lisbona 12,. fra gli obiettivi fondamentali
dell’Unione europea (art. 3, paragrafo 3 TUE).
Alla luce di questo ampliamento di prospettiva, possiamo definire la maritime safety, in
senso giuridico, come quell’insieme di regole di condotta volte a salvaguardare la vita umana,
garantire la salvezza delle navi e del carico, proteggere l’ambiente marino da forme di
inquinamento connesse alla navigazione e favorire lo sviluppo economico, nel rispetto degli
assetti e degli equilibri sociali e ambientali.
INGRATOCI, Inchieste marittime e investigazioni tecniche, Milano, 2012, 17 ss.
8
I danni arrecati a terzi, estranei alla spedizione nautica, da incidenti connessi alla navigazione possono essere
ingentissimi. L’esplosione del Mont Blanc, nel porto Halifax (Canada), il 7 dicembre 1917, cagionò, ad esempio, 1.900
morti, 9.000 feriti e 6.000 senza tetto nella comunità costiera. Le maree nere provocate dagli incidenti, occorsi numerosi
nel secolo scorso alle navi petroliere, sono particolarmente dannose per le popolazioni locali, i cui interessi economici sono
strettamente connessi all’uso delle coste; un’ulteriore sostanziale minaccia per detti interessi è costituita oggi dal crescente
trasporto via mare di sostanze pericolose ed inquinanti. Per un approfondimento sull’incremento, nel secolo scorso, del
rischio associato al trasporto di sostanze pericolose, vedi P. BOISSON, Safety at Sea, cit., 37.
9
.
10
Per un approfondimento, v. per tutti U. BECK, La società del rischio. Verso una seconda modernità, Roma,
2000, passim e G. VERMIGLIO, La sicurezza marittima nella società del rischio, in Riv. dir. nav., 2010, 271. L’espressione
«diritto del rischio» è invece di A. BARONE, Il diritto del rischio, Milano, 2006. Parla di «mondo a rischio» R. FERRARA,
Emergenza e protezione dell’ambiente nella «società del rischio», in Foro amm., TAR, 2005, 3356 ss.
11
Sulla nozione di sviluppo sostenibile come sviluppo in grado di «soddisfare i bisogni dell’attuale generazione
senza compromettere la capacità delle generazioni future di soddisfare i propri» vedi Rapporto Bruntland su «Ambiente e
sviluppo», 1987. A seguito del vertice mondiale delle Nazioni Unite sullo sviluppo sostenibile, tenutosi a Johannesburg dal
26 agosto al 4 settembre 2002, il concetto si arricchisce della componente sociale, assumendo una chiara connotazione
politica, come emerge dal «Plan of Implementation», un documento programmatico che elenca il complesso delle azioni
concrete da avviare per conseguire obiettivi di sviluppo sostenibile. Per un approfondimento, vedi in dottrina C. ZANGHÌ,
Per una tutela delle generazioni future, in Jus, 1999, 623 ss.; A. FODELLA, Il vertice di Johannesburg sullo sviluppo
sostenibile, in Riv. giur. ambiente, 2003, 2, 358 ss.; R. RIVELLO, Economia e ambiente in Europa: una distonia sinergica,
in Diritto dell’ambiente, a cura di R. Ferraro, Trattato di diritto privato dell’Unione europea, XIII, Torino, 2006, 83 ss.
Con specifico riferimento al settore dei trasporti, vedi F. PELLEGRINO, Sviluppo sostenibile dei trasporti marittimi
comunitari, cit., 125 ss.
12
In una più moderna accezione, la sicurezza è il genus cui è riconducibile la species dello sviluppo sostenibile, in
un rapporto dialettico «volto a conciliare le esigenze di mercato con quelle della tutela dell’ambiente» (F. PELLEGRINO, op.
loc. ult. cit.). L’obiettivo della pubblica incolumità si identifica quindi con l’attuazione delle politiche di sviluppo
sostenibile. In tale contesto, la sicurezza dei trasporti viene definita come «tutela della collettività da atti, di per sé leciti,
ma volti a realizzare una crescita del settore che supera il limite della accettabilità (rectius, della sostenibilità) sotto il
profilo ambientale ed economico-sociale» (ivi, 232).
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2.
LA DISCIPLINA GIURIDICA DEL DIPORTO NAUTICO: DAL CODICE DELLA
NAVIGAZIONE ALLA LEGGE N. 50 DEL 1971
Nell’ambito del mercato marittimo latamente inteso, il diporto nautico riveste per
l’Italia un ruolo di importanza strategica, non solo come fattore di crescita economica, ma
anche come veicolo di promozione turistica dei nostri mari e delle nostre splendide coste.
Questo particolare segmento dell’economia marittima – per le caratteristiche dei
mezzi, la natura non professionale dei soggetti ammessi ad utilizzarli, le modalità ed i fini
dell’esercizio – pone una serie di problematiche specifiche che, inizialmente poco avvertite,
sono oggi divenute di diffusa percezione, soprattutto in ordine alla gestione dei profili di
sicurezza.
La disciplina giuridica del settore si è evoluta parallelamente allo sviluppo della
navigazione a fini ricreativi e sportivi che, da fenomeno elitario, si è progressivamente
trasformata, a partire dagli anni ’70, in un’epoca di forte crescita economica, in fenomeno di
massa, determinando le condizioni per una maggiore attenzione da parte del legislatore.
La normativa sul diporto nautico era in origine contenuta nel codice della navigazione,
nei pochi articoli (da 213 a 218) relativi alla costruzione, al comando ed alla condotta di navi
da diporto e di battelli a remi, al personale di camera e di famiglia, alla pesca effettuata con
l’impiego delle stesse unit{, disposizioni la cui inosservanza determinava l’applicazione delle
pene fissate dall’art. 1212 c. nav. 13.
Un regime organico della materia è contenuto, per la prima volta, solo nella c.d. «legge
quadro» sulla navigazione da diporto, la n. 50 dell’11 febbraio 1971, più volte modificata ed
emendata14.
La nuova normativa appariva, sin dalla sua emanazione, chiaramente finalizzata a
supportare la crescita del comparto, ma anche attenta a rafforzare i livelli di sicurezza della
navigazione da diporto, a fronte del maggior numero di unità in circolazione e del
conseguente più elevato rischio di incidenti15.
Fornendo un contributo di chiarezza, ancora attuale, ai fini della delimitazione del
proprio ambito di applicazione, l’art. 1 della legge n. 50 definiva l’unit{ da diporto come
qualsiasi costruzione destinata alla navigazione da diporto, ossia effettuata a scopi ricreativi o
13
Le summenzionate norme sono state abrogate dall’art. 66 n. 1 del Codice della nautica di diporto, di cui infra
al § 3. In dottrina v. A. DANI, Navigazione da diporto, in Digesto comm., Utet, Torino, 1994, vol. X, 205. E.
ROMAGNOLI, La navigazione lusoria dal Regio codice della Marina Mercantile al codice per il diporto, in Trasporti,
2006, 98, 5, ID., L'evoluzione della normativa sul diporto nautico, in Trasporti, 2009, 109, 47.
14
Si ricordano: la legge 14 agosto 1971 n. 823; legge 14 agosto 1974 n. 378; legge 6 marzo 1976 n. 51; legge
26 aprile 1986 n. 193; legge 5 maggio 1989, n. 171; decreto legge 16 giugno 1994 n. 378 convertito con legge 8 agosto
1994, n. 498; decreto legislativo 14 agosto 1996, n. 436; decreto legge 21 ottobre 1996, n. 535 convertito con legge 23
dicembre 1996, n. 647; decreto legislativo 11 giugno 1997, n. 205; decreto del Presidente della repubblica 9 ottobre
1997, n. 431; legge 30 novembre 1998, n. 413.
15
In dottrina v. C. ANGELONE, La nuova disciplina della navigazione da diporto, in Porti mare territorio, fasc.
3-4, 1987, 29; E. FANARA, La disciplina della, navigazione da diporto e la riforma del codice della navigazione, in Dir.
trasp, I, 1989, 99; A ANTONINI - F. MORANDI (a cura di), La navigazione da diporto (atti di Convegno. Trieste, 27
marzo 1998, Milano, 1999, passim; M. GRIGOLI, Profili normativi dell'impiego della unità da diporto, in Dir. trasp.
1998, 369.
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sportivi, dai quali esuli il fine di lucro 16. Le unità da diporto venivano, quindi, suddivise in tre
categorie: natanti, imbarcazioni e navi.
Com’è noto, i natanti (originariamente soggetti a limiti di navigazione in base al tipo e
all’esistenza o meno della «marcatura CE»)17 sono unità a remi, o comunque di lunghezza pari
od inferiore a 10 m18, fra cui si segnalano le «moto d’acqua», le «tavole a motore» e mezzi
similari. Queste imbarcazioni sono sottratte all’obbligo d’iscrizione nei registri tenuti
dall’autorit{ marittima o della navigazione interna, né è richiesto loro il possesso della licenza
e del certificato di sicurezza a fini di navigazione.
Le imbarcazioni da diporto, cioè le costruzioni con una lunghezza dello scafo compresa
fra 10,01 e 24 m., sono invece contraddistinte dalla sigla d’identificazione e sono tenute ad
esporre la bandiera nazionale, rimanendo soggette, quindi, all’obbligo dell’iscrizione nei
registri tenuti dalle Capitanerie di porto, come pure al possesso della licenza di navigazione.
Alla categoria delle navi da diporto appartengono tutte le unità con lunghezza dello
scafo superiore a 24 m. Esse, se battono bandiera italiana, sono registrate, contraddistinte
dalla sigla d’'identificazione ed ammesse all’esercizio dietro rilascio della licenza di
navigazione19.
Se la legge n. 50 del 1971 forniva già un quadro abbastanza dettagliato del regime
amministrativo delle unità da diporto e del connesso esercizio, a fini di semplificazione
rispetto alle regole generali poste dal codice della navigazione, bisogna però attendere la fine
del secolo scorso per l’emanazione di un corpus di norme speciali in materia di sicurezza nel
settore; il regolamento approvato con D.M. Trasporti del 5 ottobre 1999, n. 478 20, disponeva
16
Quanto alla finalità non lucrativa del diporto nautico, la stessa legge, al comma 4 dell’art. 1, individuava una
deroga nel possibile utilizzo delle unità da diporto «mediante contratti di locazione e di noleggio e per l’insegnamento
della navigazione da diporto, nonché come unità appoggio per le immersioni subacquee a scopo sportivo o ricreativo».
In argomento cfr. F. BERLINGIERI, Impiego di unità da diporto a scopo di lucro, nota a Cass., Sez. I, 4 marzo 1980 n.
1434, Vallese c. Mezzasalma, in Dir. maritt., 1981, 13; G. DUCA, Navigazione da diporto ed impiego commerciale di una
imbarcazione: brevi riflessioni su una clausola di inoperatività della copertura assicurativa per uso diverso dal
diporto, in Dir. maritt., 1999, II.
17
Giova precisare che i natanti non marcati CE, adibiti ad allenamento o invitati a manifestazioni sportive,
potevano navigare senza alcun limite dalla costa.
18
La modalità di misurazione delle unità da diporto cui si fa riferimento è quella «standard armonizzata»
derivante dalla applicazione della Direttiva 94/25/CE del Parlamento europeo e del Consiglio, del 16 giugno 1994 sul
riavvicinamento delle disposizioni legislative, regolamentari e amministrative degli Stati membri, riguardanti le
imbarcazioni da diporto. La direttiva, oggi abrogata e sostituita dalla dir. 2013/53/UE, relativa alle imbarcazioni di
diporto ed alle moto d’acqua, si applicava in origine alle sole imbarcazioni da diporto aventi una lunghezza minima
dello scafo di 2,5 metri, ed una lunghezza massima di 24 metri. Le modifiche apportate con dir. 2003/44/CE ne
avevano esteso l’ambito di applicazione includendovi le moto d’acqua e, soprattutto, integrando i requisiti di protezione
ambientale attraverso più rigorose misure in materia di progettazione, di costruzione ed immissione in commercio delle
unità, riferendosi alla norma UNI EN ISO 8666. In dottrina cfr. M. GRIGOLI, Sulla rilevanza del nuovo regolamento di
sicurezza per la navigazione da diporto, in Giust. civ., 1994, II, 643; ID., L'attuazione della direttiva 94/25 ce apporta
un significativo contributo alla sicurezza della navigazione da diporto, in Trasporti fasc. 71, 1997, 5.
19
In argomento cfr. M. GRIGOLI, Sulle condizioni di navigabilità della imbarcazione da diporto, Nota a Cass.
sez. I, 6 giugno 1979 n. 3196, Soc. Ausonia assicur. c. Troiese, in Giust. civ., 1979, I, 1881; Id., Sulla natura della
licenza della imbarcazione o nave da diporto, nota a Cass. sez. I, 4 marzo 1980 n. 1434, Vallese c. Mezzasalma, in
Giust. civ. 1980, I, 1043; D. GAETA, Sulla licenza delle navi ed imbarcazioni da diporto, nota a Cass., Sez. I, 4 marzo
1980 n. 1434, Vallese c. Mezzasalma, in Dir. maritt., 1981, 364.
20
Oggi abrogato e sostituito dal D.M. 29 luglio 2008, n. 146, di cui infra al § 4.
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per la prima volta che tutte le unità, a seconda della categoria di omologazione 21, fossero
munite di un certificato di sicurezza, ovvero di un documento attestante la rispondenza del
mezzo alle regole e previsioni tecniche ed operative nello stesso contenute 22.
Il ricorso al modello della certificazione a fini di sicurezza 23 rappresentava un primo
allineamento del regime speciale del diporto nautico alle previsioni del diritto della
navigazione e, in particolare, alla disciplina generale sulla sicurezza in mare contenuta nelle
Convenzioni internazionali di settore e nel regolamento nazionale di sicurezza.
3.
IL CODICE DELLA NAUTICA DA DIPORTO
Le ragioni alla base del regime semplificato, sul piano amministrativo e gestionale,
fissato dalla legge n. 50 del 1971 per le unità da diporto, possono essere individuate, in
estrema sintesi, nelle esigenze di promozione di un comparto strategico dell’economia
marittima nazionale e nel diffuso convincimento di una minore pericolosità della navigazione
lusoria, per il carattere non imprenditoriale dell’uso del mezzo, destinato, per definizione, ad
attività ludiche o sportive.
Invero, un diffuso «uso commerciale» delle unità da diporto, non contemplato né nelle
originarie previsioni del codice della navigazione, né nella legge speciale n. 50, ha ben presto
finito per imporsi nella prassi, determinando l’urgenza di una profonda revisione di tutta la
disciplina.
L’esigenza di una riorganizzazione della nautica da diporto ha portato alla emanazione
della legge 8 luglio 2003, n. 172, recante «Disposizioni per il riordino e il rilancio della nautica
da diporto e del turismo nautico» che, nel modificare ed integrare la disciplina previgente, ha
dettato anche norme non strettamente connesse al diporto, ma aventi comunque una ricaduta
sul settore 24.
Lo spirito che informa la legge del 2003 è, anzitutto, quello di armonizzare la disciplina
interna alla normativa europea; si aggiungono obiettivi di semplificazione delle procedure
21
Le categorie di omologazione cui fa riferimento il decreto in esame sono: A) Navigazione senza alcun limite;
B) Navigazione con vento fino a forza 8 e onde di altezza fino a 4 mt; C) Navigazione con vento fino a forza 6 e onde di
altezza fino a 2 mt; D). In acque protette, navigazione con vento fino a forza 4 e onde fino a 0,5 mt.
22
Il certificato di sicurezza è rilasciato, rinnovato o convalidato dall’autorità marittima o da quella preposta
alla navigazione in acque interne (motorizzazione civile) sulla base della documentazione tecnica di idoneità prodotta da
un organismo certificatore legalmente riconosciuto (R.I.N.A., Istituto Giordano e altri), scelto dal proprietario dell’unità
da diporto o dal suo legale rappresentante. Il primo rilascio avviene in modo automatico, all’atto dell’immatricolazione
del mezzo, i successivi rinnovi vanno effettuati dal proprietario della barca che dovrà contattare un istituto certificatore
e chiedere che – previa visita – si proceda al rinnovo. In dottrina cfr. M. GRIGOLI, Sulla aggiornata regolamentazione di
sicurezza della navigazione da diporto, in Trasporti, 2000, 81, 119.
23
Il certificato, i cui estremi sono annotati sulla licenza di navigazione, ha una validità temporale differenziata,
dagli otto ai dieci anni, in rapporto alla categoria dell’unità esaminata, al possesso o meno della marcatura CE ed
all’abilitazione alla navigazione entro una certa distanza dalla costa Per le unità CE di categoria A e B la durata del
certificato al primo rilascio è di 8 anni; per le unità CE categoria C e D di 10 anni. Le unità prive di marcatura CE,
abilitate alla navigazione senza limite dalla costa, ottengono il rilascio di un certificato della durata di 8 anni; se sono
abilitate entro le 6 miglia dalla costa di 10 anni. I rinnovi successivi per ogni categoria hanno validità quinquennale.. Il
certificato di sicurezza è sottoposto a convalida nel caso in cui l’unità abbia subito gravi avarie o siano state apportate
innovazioni o abbia subito mutamenti alle caratteristiche tecniche di costruzione non essenziali.
24
R. ABBATE, Alcune osservazioni sulla l. 8 luglio 2003 n. 172, «Disposizioni per il riordino ed il rilancio
della nautica da diporto e del turismo nautico», in Dir. maritt., 2004, 1130.
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amministrative legate al diporto, di cui è alleggerito anche il carico fiscale per rendere il
cluster nazionale più competitivo, creando le premesse per uno sviluppo duraturo del mercato
di riferimento. Particolare rilievo assumono, in tale quadro, la creazione del registro dei c.d.
«super yacht»25, la disciplina del noleggio per le imbarcazioni da diporto e la previsione di un
«Codice della nautica da diporto»26.
Quest’ultimo provvedimento, adottato con D.lgs. 8 luglio 2005, n. 17127 ha il merito di
raccogliere la normativa di settore in un corpus unico, sì da sottolineare la specificità e
specialità di tale tipo di navigazione.
Come è noto, la disciplina speciale di una materia sorge ove l’assetto normativo
fondato sulle regole comuni (nel nostro caso, il diritto della navigazione e la sua fonte
principale, ovvero il codice della navigazione) non è in grado di adeguarsi alle peculiarità della
materia stessa e determina, pertanto, la necessità di un diverso e più adeguato sistema
normativo. Nascono così norme speciali che altro non sono se non lo sviluppo di norme
generali. Quando poi l’insieme di tali norme risulta caratterizzato da presupposti e da
esigenze proprie, si realizza un complesso organico definito «diritto speciale» 28.
Tale specialit{ è sottolineata dall’art. 1 c.n.d., secondo il quale, in materia di
navigazione da diporto, si applicano le leggi, i regolamenti e gli usi di riferimento ovvero, in
mancanza, le disposizioni del codice della navigazione29 e le relative norme attuative, le quali,
dunque, vengono in rilievo in funzione integrativa della disciplina di settore.
Ciò significa che se, da un lato, la nautica da diporto possiede il proprio sistema
normativo ad hoc, dall’altro, il codice della navigazione rimane la legge generale in materia di
trasporto per mare e per acque interne, ed interviene laddove manchino disposizioni nella
normativa speciale, colmando le lacune del Codice della nautica, delle leggi, dei regolamenti e
degli usi di riferimento propri della navigazione da diporto.
Il Codice della nautica si prefigge, peraltro, una duplice funzione:
a) raccogliere e coordinare le numerose e frammentarie disposizioni stratificatesi nel
corso degli anni in materia, in modo da facilitarne la consultazione da parte di operatori e
utenti;
b) riorganizzare il quadro normativo di settore, per conformarlo ancora una volta al
diritto dell’Unione europea30, provvedendo a snellire le procedure, ridurre i tempi, elidere
25
F. BERLINGIERI, In tema di iscrizione delle navi da diporto nel registro internazionale, in Dir. maritt.,
2009, 569; E. ROMAGNOLI, Il registro internazionale, la normativa sul diporto e i nuovi titoli professionali, in
Trasporti, 2009, 109, 9
26
Di seguito indicato con l’abbreviazione c.d.n.
27
In vigore dal 15 settembre 2005, il Codice abroga la legge quadro n. 50 del 1971. In dottrina v. A.
ANTONINI, Riflessioni sulla navigazione da diporto, in Dir. maritt., 2005, 663 ss.
28
A. LEFEBVRE-D’OVIDIO, G. PESCATORE, L. TULLIO, Manuale di diritto della navigazione, XIII ed., Milano,
2013,50 s. Con particolare riferimento alla navigazione da diporto, cfr. A. ANTONINI, Convegno «Diporto e turismo, tra
autonomia e specialità», Catanzaro, 7-8 marzo 2013, in Dir. trasp, II, 2013, 545; M. GRIMALDI, La nautica da diporto –
La disciplina legale, Napoli, 2011.
29
Ai fini dell’applicazione delle norme del codice della navigazione, le imbarcazioni da diporto sono
equiparate alle navi ed ai galleggianti di stazza lorda non superiore alle dieci tonnellate, se a propulsione meccanica, ed
alle venticinque tonnellate, in ogni altro caso, anche se l'imbarcazione supera detta stazza, fino al limite di ventiquattro
metri.
30
Secondo gli artt. 6 e 7, possono essere immessi in commercio e messi in servizio per uso conforme alla loro
destinazione i prodotti di cui all’art. 4, comma 1, che soddisfano i requisiti di sicurezza indicati all’art. 6 e che recano la
marcatura CE di cui all’articolo 8. Possono, inoltre, essere immessi in commercio e messi in uso i motori entrobordo e
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prassi superflue, semplificare procedimenti e pratiche relative alla progettazione, costruzione
ed immissione in commercio delle imbarcazioni e navi da diporto, nonché rivedendo le
condizioni per il rilascio delle patenti nautiche, così da incentivare i cittadini al conseguimento
dei titoli abilitativi.
Ora, se il processo di revisione de quo non si è tradotto in una modifica radicale e
completa del previgente regime, giova segnalare che gli obiettivi che ne hanno decretato
l’avvio ed i principî cui la nuova normativa si ispira finiscono per segnare una profonda
evoluzione nei modelli di organizzazione e gestione delle attività diportistiche, con specifico
riferimento ai profili di sicurezza.
Basti pensare che il Codice della nautica reca attuazione della citata direttiva
2003/44/CE del Parlamento e del Consiglio del 16 giugno 2003 (modificativa delle Direttiva
94/25/CE), da ultimo abrogata e sostituita dalla direttiva 2013/53/UE del 20 novembre
2013, sul ravvicinamento delle disposizioni legislative, regolamentari ed amministrative degli
Stati membri riguardanti le imbarcazioni da diporto31.
Quest’ultimo provvedimento, che si applica alle unità con scafo di lunghezza compresa
tra 2,5 m. e 24 m., indipendentemente dal mezzo di propulsione, ed alle moto d’acqua,
modifica sensibilmente i principi per la progettazione e la fabbricazione dei prodotti in uso
nella navigazione da diporto, nonché le norme sulla loro libera circolazione.
Limitandoci a qualche nota esemplificativa, basti citare l’art. 4 della direttiva, a norma
del quale i prodotti possono essere messi a disposizione o in servizio solo se non pongono in
pericolo la salute e la sicurezza delle persone, le cose o l’ambiente, quando siano sottoposti a
manutenzione in modo corretto e utilizzati conformemente alla loro destinazione.
Interessanti novità riguardano anche le categorie di progettazione, ricondotte alla
capacità (certificata) delle unità di navigare in presenza di determinate condizioni meteomarine e non più ancorate, dunque, alla tipologia di navigazione autorizzata. Un mutamento di
prospettiva, quindi, che, come meglio vedremo nel prosieguo, non è privo di conseguenze sul
piano dei contenuti e della portata di disposizioni centrali per il nostro studio, come quelle in
materia di sicurezza e del connesso regime sanzionatorio.
Come la legge n. 50 del 1971, anche il Codice della nautica si applica alla sola
«navigazione da diporto», definita, come già nel previgente regime, navigazione «effettuata in
acque marittime e interne a scopi sportivi o ricreativi e senza scopo di lucro» (art. 1).
Salvo il fine ultimo ricreativo o sportivo, il Codice della nautica ammette però
ampiamente l’uso «commerciale» delle unit{ 32, allorquando il mezzo è impiegato dai
proprietari per finalità lucrative attraverso, ad esempio, la stipula di contratti di locazione e
fuoribordo a quattro tempi a doppia alimentazione, a benzina ed a gas di petrolio liquido, derivati da motori aventi le
specifiche CE. Possono essere immesse in commercio le unità da diporto parzialmente completate che soddisfino i
requisiti indicati all’articolo 6, destinate, per dichiarazione del costruttore o del suo mandatario stabilito nell’Unione
europea o della persona responsabile dell'immissione sul mercato, ad essere completate da altri.
31
Invero, la direttiva 2013/53/UE del Parlamento europeo e del Consiglio dovrà essere trasposta in legge dagli
Stati membri entro il 17 gennaio 2016, momento a far data dal quale si determinerà l’effetto abrogativo della previgente
normativa europea.
32
Per un approfondimento cfr. F. PELLEGRINO, L’utilizzazione a fini commerciali delle unità da diporto, in
Trattato breve di diritto marittimo, Volume IV. Navigazione da diporto e viaggio organizzato. Disposizioni
processuali, (diretto da) A. Antonini, Milano, 2013, 109.
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noleggio 33, a condizione che il natante venga utilizzato dal consumatore finale, che ne ottiene il
possesso o la detenzione, per fini esclusivamente lusorii.
Il panorama degli strumenti relativi all’uso produttivo delle unit{ da diporto si è,
peraltro, arricchito nel tempo di ulteriori figure 34, quali il noleggio occasionale introdotto a
seguito delle modifiche apportate al Codice della nautica dalla recente legge n. 27 del 24
marzo 201235, modifiche che impongono una precisa ricognizione dei possibili utilizzi
dell’imbarcazione e delle fonti di disciplina corrispondenti.
Anche per il Codice della nautica, le unità (ossia ogni costruzione di qualunque tipo e
con qualunque mezzo di propulsione destinata alla navigazione da diporto) si distinguono in
navi, imbarcazioni e natanti 36.
Quanto al regime amministrativo, a norma dell’art. 22, comma 1, c.n.d., le navi
(ammesse alla navigazione senza alcun limite) debbono essere munite di licenza di
navigazione e di un certificato di sicurezza che ne attesta le condizioni di navigabilità.
Il comma 2 del medesimo articolo si riferisce alle imbarcazioni da diporto e individua i
documenti da tenere a bordo di queste unità nella licenza, che abilita alla navigazione
consentita dalle caratteristiche di costruzione (indicate nella dichiarazione di conformità
rilasciata dal costruttore o nell’attestazione di idoneit{, rilasciata da un organismo notificato)
e nel certificato di sicurezza, comprovante le condizioni di navigabilità.
L’art. 27, comma 1, chiarisce infine che i natanti, per i quali non è prevista l’iscrizione,
sono esclusi dall’obbligo di licenza di navigazione e certificato di sicurezza. Nondimeno, il
comma 3 della stessa disposizione prevede che, se prive di marcatura CE, queste unità
possano navigare entro 6 miglia dalla costa, o entro 12 miglia se omologate per la navigazione
senza limiti o riconosciute idonee da un organismo notificato. I natanti, sprovvisti di
marcatura CE e privi di motore (jole, pattini, mosconi, pedalò ecc.) possono navigare entro 1
miglio dalla costa (art. 27, comma 3). Se provvisti di marcatura CE, possono navigare entro i
limiti previsti dalla categoria di progettazione di appartenenza.
33
La differenza tra locazione e noleggio consiste nel fatto che mentre la prima figura contrattuale ha ad oggetto
l’obbligo del locatore di cedere il godimento (locatio rei) dell’unità da diporto per un periodo di tempo determinato (art.
42), il noleggio obbliga il noleggiante a mettere a disposizione (locatio operis) dell’altra parte l’unità da diporto per un
periodo di tempo determinato, da trascorrere a scopo ricreativo in zone marine o acque interne a sua scelta, da fermo o
in navigazione (art. 47). In quest’ultimo caso l’unità rimane nella disponibilità del noleggiante, alle cui dipendenze
rimane anche l’equipaggio. Cfr. M.M. COMENALE PINTO, La locazione delle unità da diporto , in Giureta (rivista on
line), 2006; M. DEIANA, Il noleggio di unità da diporto, in Dir. maritt., 2007, 115; F. PELLEGRINO, Charter di unità da
diporto, in Trattato breve di diritto marittimo, cit., 123.
34
A. CLARONI, Il leasing di unità da diporto, in I contratti del trasporto, a cura di F. Morandi, Bologna,
2013, II, 903.
35
Conversione in legge, con modificazioni, del decreto-legge 24 gennaio 2012, n. 1, recante disposizioni
urgenti per la concorrenza, lo sviluppo delle infrastrutture e la competitività. A norma del nuovo art. 49 bis, inserito nel
c.d.n. «Al fine di incentivare la nautica da diporto e il turismo nautico, il titolare persona fisica, ovvero l’utilizzatore a
titolo di locazione finanziaria, di imbarcazioni e navi da diporto di cui all'articolo 3, comma 1, può effettuare, in forma
occasionale, attività di noleggio della predetta unità. Tale forma di noleggio non costituisce uso commerciale
dell’unità».
36
Il natante è definito come ogni unità da diporto a remi, o con scafo di lunghezza pari o inferiore a dieci metri,
misurata secondo le norme armonizzate; costituisce imbarcazione ogni unità con scafo di lunghezza superiore a dieci
metri e fino a ventiquattro metri, misurata secondo le norme armonizzate; è definita nave ogni unità con scafo di
lunghezza superiore a ventiquattro metri, misurata secondo le norme armonizzate EN/ISO/DIS 8666 per la misurazione
dei natanti e delle imbarcazioni da diporto.
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La destinazione d’uso commerciale del mezzo incide anche sul regime amministrativo
dell’unità: infatti, ove il bene sia oggetto di locazione o di noleggio per finalità ricreative o
turistiche di carattere locale, o anche adibito all’appoggio alle immersioni subacquee,
l’utilizzazione del natante da diporto è disciplinata con ordinanza della competente autorità
marittima o della navigazione interna, d’intesa con gli enti locali.
Per gli aspetti più prettamente tecnici, il Codice della nautica rinvia alla normativa di
attuazione, oggi adottata con D.M. 29 luglio 2008, n. 146 37.
Il predetto Regolamento mira a disciplinare vari aspetti, tra cui le modalità di iscrizione
nei registri delle navi e delle imbarcazioni da diporto autocostruite; l’iscrizione provvisoria
delle navi e imbarcazioni da diporto; il procedimento per il rinnovo della licenza di
navigazione e del rilascio della licenza provvisoria, i titoli abilitativi per il comando, la
condotta e la direzione nautica delle unità, inclusi nuovi requisiti fisici per il conseguimento
della patente nautica (necessaria per navigare oltre le 6 miglia), in particolare per le persone
disabili e l’uso obbligatorio di dispositivi elettronici per consentire, in caso di caduta in mare,
l’individuazione della persona, la disattivazione del pilota automatico e l’arresto dei motori,
nonché norme per la sicurezza della navigazione e delle unità da diporto, ivi comprese quelle
impiegate in attività di noleggio o come appoggio per le immersioni subacquee a scopo
sportivo o ricreativo.
4.
NUOVE NORME IN MATERIA DI SICUREZZA DELLA NAVIGAZIONE DA DIPORTO
Il Titolo III (artt. 48 ss.) del Regolamento di attuazione in esame, rubricato «Sicurezza
della navigazione da diporto» opera una distinzione tra norme concernenti le imbarcazioni ed
i natanti (artt. 48-60), norme di sicurezza per le navi da diporto (artt. 61-77) e norme speciali
applicabili a tutte le unità, se impiegate in attività di noleggio (artt. 78-89). Ulteriori
disposizioni sono dedicate alle unità impiegate per attività di appoggio ad immersioni
subacquee a scopo ricreativo o sportivo.
Il regolamento fissa, in particolare, le modalità per il rilascio del certificato di sicurezza,
subordinato al positivo esito degli accertamenti tecnici (visita iniziale) sullo scafo, l’apparato
motore, l’impianto elettrico e la protezione antincendio; oltre alla visita iniziale, l’organismo
tecnico che effettua i controlli è chiamato a realizzare una visita periodica ai fini del rinnovo
del documento, rilasciando al proprietario un’attestazione di idoneit{ che comprova il
mantenimento dei requisiti di sicurezza. Visite occasionali sono realizzate quando se ne
ravvisi la necessità.
Ferme le modalità sostanziali della procedura, incentrata sul controllo tecnico delle
costruzioni, il decreto realizza una proficua semplificazione dell’iter amministrativo di rilascio
del documento: il proprietario non dovr{ più recarsi presso l’ufficio marittimo o la
motorizzazione civile per rinnovare il certificato di sicurezza, ma sar{ l’ente/organismo
37
Regolamento di attuazione dell’articolo 65 del decreto legislativo 18 luglio 2005, n. 171 in vigore dal 21
dicembre 2008. L’art. 93 di questo decreto abroga il precedente regolamento per la sicurezza n. 478/1999. In dottrina v.
M.M. COMENALE PINTO, Il regolamento per l'attuazione del codice del diporto, in Dir. maritt., 2009, 611.
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tecnico a trasmettere la documentazione necessaria alle autorità, dopo aver attestato
l’idoneit{ alla navigazione della barca.
Dopo il rilascio del certificato è, in ogni caso, affidata al proprietario dell’unit{ la
responsabilità circa il mantenimento delle condizioni di sicurezza (artt. 52 e 69).
Il regolamento disciplina, altresì, la quantità e la tipologia delle dotazioni di salvataggio
individuali e collettive, diverse per le imbarcazioni e le navi; le dotazioni, in numero
sufficiente alle persone imbarcate, compreso l’equipaggio, devono essere posizionate in modo
da non ostacolare il libero galleggiamento nella manovra di messa a mare e dotate di idonee
ritenute che consentano un rapido distacco dall’unit{ durante la navigazione. Abolito, inoltre,
l’atollo galleggiante: per la navigazione entro le dodici miglia, da gennaio 2009 è necessario
dotarsi di zattera autogonfiabile (art. 54).
Nondimeno, i battelli di servizio (tender), compresi gli acquascooter, rientranti nella
categoria dei natanti e individuati con la sigla e il numero d’iscrizione dell’unit{ da diporto al
cui servizio sono posti, se impiegati nella navigazione entro un miglio dalla costa o dall’unit{
madre (a prescindere dove essa si trovi), non hanno obbligo di tenere a bordo le dotazioni di
sicurezza ed i mezzi di salvataggio previsti per la categoria, ad eccezione dei mezzi di
salvataggio individuali. Nuove norme riguardano anche chi pratica diving a scopo sportivo o
ricreativo. Segnatamente, le immersioni subacquee richiedono la necessaria presenza di una
persona abilitata al primo soccorso a bordo delle unità di appoggio.
L’applicazione di un regime di sicurezza più rigoroso (contenuto nel capo III del Titolo
III) applicabile a tutte le unità che trasportano sino a dodici passeggeri (eccetto quelle a remi),
sulla base della destinazione imprenditoriale, trova la propria ratio nelle implicazioni
giuridiche che derivano dall’uso commerciale; il fine di lucro che anima l’attivit{ incide, infatti,
sulle aspettative di sicurezza e sugli obblighi di protezione del proprietario/armatore, mentre
conferisce all’utilizzatore lo status di consumatore.
Le imbarcazioni che trasportano più di 12 passeggeri rimangono sottoposte, in ogni
caso, al regime generale sulla sicurezza delle navi passeggeri, fissato dalla normativa
internazionale e comunitaria di riferimento38.
L’unit{ da diporto adibita ad uso commerciale deve essere dotata, infatti, di un
certificato di idoneità al noleggio (che sostituisce il certificato di sicurezza), della validità di
tre anni, con obbligo per l’armatore – o in mancanza del proprietario – di mantenere l’unit{ in
buone condizioni di uso.
Prima di essere impiegata nell’attivit{ di noleggio, l’unit{ sar{ dunque sottoposta ad
una visita iniziale, comprendente un’ispezione completa della struttura, dell’apparato motore,
del materiale d’armamento, delle installazioni elettriche, dei dispositivi antincendio e dei
mezzi di segnalazione, nonché ad un’ispezione a secco della carena. Nel caso in cui una nave
abbia subito gravi avarie o siano stati ad essa apportati notevoli modifiche, che abbiano
determinato il venir meno dei requisiti in base ai quali è stato rilasciato il certificato di
sicurezza, quest’ultimo perde di validit{ ed il proprietario dovr{ sottoporre la nave a visita
38
Per un quadro aggiornato della normativa in materia v. S. POLLASTRELLI, La sicurezza delle navi
passeggeri, in Sicurezza e libertà nell’esercizio della navigazione, a cura di M.P. Rizzo, C. Ingratoci, Milano, 2015. 195
ss.
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occasionale (ma lo stesso può essere disposto dall’autorit{ marittima anche per motivi
diversi).
A ciò si aggiunga che non spetta più al comandante dell’unit{ noleggiata stabilire il
numero minimo di componenti dell’equipaggio: il regolamento impone dei limiti che variano a
seconda della capacità di trasporto di passeggeri (per le barche che trasportano più di sei
persone, il numero minimo di membri d’equipaggio è pari a due), della lunghezza del mezzo
(per le barche superiori ai 18 metri è previsto lo stesso limite minimo di due membri
d’equipaggio) e della tipologia dell’unit{ (per le navi da diporto i membri d’equipaggio
dovranno essere comunque almeno tre).
Ancora, le unità adibite ad attività commerciali, e dunque anche i natanti da diporto,
disporranno di una propria lista di dotazioni di sicurezza a seconda della navigazione (entro 6
o 12 miglia, oppure senza limiti) preventivamente dichiarata dai proprietari o armatori. È
evidente la differenza con la regola generale posta dal decreto ministeriale per i natanti e le
imbarcazioni non adibiti al noleggio, per cui la legge fissa esclusivamente i mezzi di
salvataggio e le dotazioni minime39.
Altra novit{ di rilievo inerente all’uso dei natanti è l’istituzione, facoltativa, del codice
SAR (art. 49), in base al quale gli armatori delle imbarcazioni non immatricolate potranno
fornire al Comando generale delle Capitanerie di porto le più importanti informazioni
sull’unit{, in cambio di un identificativo numerico, preceduto dalla sigla «ITA», utile
soprattutto agli uomini della guardia costiera per velocizzare eventuali operazioni di soccorso
(art. 49).
Al di là delle singole misure di sicurezza, nel Titolo in esame spiccano in particolare
due norme, contenute nell’art. 48, che – riprendendo una disposizione già presente
nell’abrogato regolamento del 1999 – sanciscono la responsabilità del comandante, attesa la
sua posizione di garanzia, nel dotare l’unit{ di mezzi e attrezzature di sicurezza (e
marinaresche), ulteriori rispetto a quelle prescritte dalla legge, in relazione alle condizioni
meteo-marine, alla distanza da porti sicuri e alla navigazione intrapresa 40.
La disposizione di interesse (art. 48, prima parte) stabilisce ancora che le dotazioni di
sicurezza e i mezzi di salvataggio (ulteriori) devono essere commisurati alla distanza dalla
costa (navigazione «effettivamente svolta») a prescindere, quindi, dalla classificazione e
dall’abilitazione dell’unit{.
Pertanto il decreto individua il comandante come il soggetto responsabile delle scelte
circa le dotazioni di sicurezza dell’unit{ al di l{ dei minimi di legge; il riferimento alla distanza
dalla costa, da porti sicuri, alla situazione e previsioni meteo, alle capacit{ dell’equipaggio, alle
caratteristiche delle unità, e via dicendo, qualifica il potere decisionale del comandante come
esercizio di una discrezionalità tecnica, condizionata dalla rotta programmata e giustificata
dall’attenta valutazione dei fattori di contesto, che consentono al responsabile, secondo
competenza ed esperienza, di valutare complessivamente il rischio correlato alla navigazione
pianificata ed adottare le opportune misure correttive.
39
A norma dell’art. 54 «Le unità da diporto devono avere a bordo i mezzi di salvataggio individuali e
collettivi e le dotazioni di sicurezza minimi indicati nell’allegato V».
40
L’art. 54 parla di mezzi di salvataggio e dotazioni «minime».
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In pari tempo, il Regolamento individua nel proprietario del mezzo (art. 52) il garante
del mantenimento delle condizioni strutturali di sicurezza dell’unit{, in quanto responsabile:
- del mantenimento dell’unit{ in buone condizioni di uso;
- della manutenzione dello scafo, dell’apparato motore, dell’impianto elettrico e di
protezione contro gli incendi;
- della sostituzione delle apparecchiature, dei mezzi di salvataggio e delle dotazioni di
sicurezza che presentano uno stato di deterioramento o evidenziano deficienze tali da
comprometterne l’efficienza.
5.
CONSIDERAZIONI CONCLUSIVE
Dalla breve analisi normativa condotta emerge chiaramente come il legislatore della
riforma sia orientato a privilegiare, a fini di sicurezza nel diporto, modelli di chiara matrice
anglosassone incentrati sull’autodeterminazione del soggetto responsabile della condotta
nautica, piuttosto che rafforzare il quadro normativo e regolamentare con nuove e più
stringenti misure preventive e cautelari.
Basti pensare che, in mancanza di un’indicazione in termini di distanza lineare dalla
costa (secondo il modello adottato dal codice della navigazione), le unità da diporto sono
abilitate ad una determinata navigazione esclusivamente in ragione della loro categoria di
progettazione, la quale, a sua volta, non tiene conto delle distanze, bensì dell’altezza d’onda in
rapporto alla quale la nave è progettata per navigare in sicurezza (condizioni di vento e
mare): elemento dunque variabile e sottoposto alla prudente valutazione (hic et nunc) del
comandante dell’unit{.
La scelta orientata all’autoresponsabilit{ del diportista è probabilmente frutto del
compromesso tra l’intento di snellire l’intervento pubblico nel settore della nautica,
limitandolo all’essenziale per incentivare lo sviluppo del turismo e degli sport nautici, e le
esigenze di sicurezza che appaiono meglio garantite dalla possibilità del comando di bordo di
assumere le determinazioni ritenute migliori, secondo perizia, prudenza, diligenza, in
rapporto alla situazione concreta; determinazioni la cui efficacia, in termini di sicurezza, è
considerata adeguata nella gestione di mezzi di più agevole manovra rispetto a quelli in uso
nella navigazione commerciale.
In sintesi, la vigente normativa sembra recepire i nuovi principi di «safety culture»41,
una cultura che non si propone semplicemente di evitare gli incidenti o di ridurne il numero,
attraverso l’imposizione di procedure standard, ma richiede agli operatori professionali di
fare la cosa giusta al momento giusto, in risposta tanto alle situazioni normali quanto a quelle
emergenziali.
In tale quadro, crescenti livelli di sicurezza possono essere traguardati attraverso la
qualità e l’efficacia della formazione marinara per costruire adeguate professionalità.
Questi risultati sono stati di certo agevolati dall’ambizioso traguardo che il legislatore
italiano ha raggiunto — con un lavoro iniziato sin dal 2003 — nell’ambito della normativa
41
Cfr. il d.d.l n. 1167, di cui infra, che sollecita l’inclusione della «cultura nautica» tra le materie di
insegnamento scolastico in tutti gli ordini e gradi.
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dedicata alla nautica: la realizzazione di un sistema dotato di coerenza e organicità, che mette
a disposizione di utenti, operatori e addetti ai lavori, in un medesimo corpo normativo
(composto da Codice e Regolamento di attuazione), l’intera disciplina del diporto nautico,
agevolandone la conoscibilità e comprensione.
Ulteriori passi verso la semplificazione del regime delle attività nautiche, in un
contesto di crescente attenzione alla sicurezza, potrebbero derivare da una gestione
centralizzata dei sistemi di registrazione, per la pronta individuazione dei mezzi e dei soggetti
responsabili in caso di incidente, come pure dalla definizione di sistemi evoluti di
monitoraggio e di meccanismi anticollisione, in analogia a quanto previsto – ad esempio – nel
settore aeronautico.
In questa direzione pare orientato anche il legislatore nazionale, che ha già in cantiere
una revisione delle disposizioni vigenti, oggetto di ben due disegni di legge (il n. 116742 ed il n.
95343, allo stato all’esame della Commissione Lavori Pubblici e Trasporti del Senato):
entrambi prevedono una delega (da esercitare entro due anni) all’esecutivo per procedere alla
revisione organica della disciplina del settore. In particolare il d.d.l. n. 1167 persegue finalità
di rilancio della nautica, da conseguire attraverso un’ulteriore semplificazione del regime
amministrativo, cui si accompagna, però, una più estesa attività di controllo in materia di
sicurezza e prevenzione dei sinistri, con il chiaro inserimento di modelli di valutazione del
rischio, in un settore connotato da livelli di incidentalità significativi e crescenti 44.
42
Di iniziativa governativa, relatore il Sen. Raffaele Ranucci.
Di iniziativa Parlamentare.
44
Cfr. Ministero delle Infrastrutture e dei Trasporti, Dipartimento per i trasporti, la navigazione ed i sistemi
informatici e statistici, Direzione generale per il Trasporto Marittimo e per Vie d’Acqua Interne, Div. 4, L’incidentalità
nella navigazione marittima negli anni 2001-2010, Roma, giugno 2011.
43
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12.
Sistema innovativo per la stabilizzazione di un HSC
A. Giallanza, L. Cannizzaro, A. Pasta, N. Naccaro, G. Marannano
DICGIM, Università di Palermo
Sommario
Il sistema di stabilizzazione attualmente impiegato sui mezzi a sostentamento alare consta di
due superfici mobili incernierate nell’ala anteriore i cui movimenti, indipendenti l’uno
dall’altro, sono comandati da due cilindri attuatori (uno per lato). La riprogettazione del
sistema di azionamento considera il riposizionamento degli attuatori di comando dei flap
all’interno dello scafo. È stato pertanto studiato e messo a punto un sistema cinematico
costituito da un manovellismo di spinta non centrato azionato da un attuatore oleodinamico a
doppio effetto posto al di sopra della linea di galleggiamento e all’interno di una apposita
struttura metallica.
Per lo sviluppo di tale sistema di comando si è dovuto tener conto della criticità legata alla
necessità di trasmettere elevate azioni torcenti avendo a disposizione uno spazio limitato per
posizionamento delle componenti del sistema di trasmissione.
1. INTRODUZIONE
Le tipologie dei battelli veloci impiegati per il trasporto passeggeri fanno riferimento alle
normative HSC le quali stabiliscono precise condizioni tra velocità di crociera e dislocamento
dei mezzi. Essi sono classificabili in tre principali categorie: pluriscafi, monoscafi e mezzi a
sostentamento alare.
Un approfondito confronto tra le diverse tipologie di mezzi impiegati individua nei battelli a
sostentamento alare la tipologia che meglio si adatta al trasporto di un numero non elevato di
passeggeri (poco più di 200 persone) per tratte medio-brevi. Un accettabile confort a bordo,
garantito anche in condizioni meteo marine perturbate (fino a forza 4-5), è dovuto al fatto che
lo scafo del battello, durante la navigazione, si predispone al di sopra delle creste del moto
ondoso e i suoi movimenti sono controllati da un impianto di stabilizzazione costituito da
superfici alari (flaps) il cui azionamento è controllato da attuatori idraulici.
Ne deriva che la resistenza al moto, causata dal moto ondoso prodotto dal mezzo e dalla
resistenza di attrito delle superfici di carena, si riduca notevolmente a parità di velocità di
crociera. Il consumo di combustibile (espresso in kg per passeggero e per miglio) di
conseguenza risulta sensibilmente inferiore a quello delle altre tipologie di mezzi HSC. A
fronte di tali indiscutibili vantaggi, il mezzo a sostentamento alare presenta un elevato costo
di manutenzione. La causa principale è da imputare alla fragilità complessiva del sistema di
movimentazione delle superfici mobili, i cosiddetti "flap" a cui è affidata la funzione di
stabilizzazione del mezzo.
Lo studio, frutto dell’attivit{ di Ricerca Industriale svolta dal DICGIM dell’Universit{ degli
Studi di Palermo in partnership con l’Engineering Department della Ustica Lines S.p.A.
nell’ambito di un progetto finanziato con fondi PON Ricerca e Competitività 2007 – 2013,
individua nel sistema di stabilizzazione una delle principali cause di guasto comportanti la
fermata del battello a sostentamento alare HSC (High Speed Craft).
Infatti, la loro presenza in acqua genera normalmente fouling sugli steli dei cilindri e rapida
usura delle guarnizioni di tenuta con frequenti danneggiamenti dei sensori di posizione degli
attuatori, fondamentali per il controllo degli stessi. Al fine di riposizionare gli attuatori
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all’interno dello scafo, nel lavoro è stato completamente riprogettato il sistema di
stabilizzazione, adottando un manovellismo di spinta non centrato per il loro azionamento.
Il sistema in studio è stato completamente progettato e verificato tramite analisi agli elementi
finiti condotte in ambiente ANSYS WorkBench. Lo studio numerico ha giustificato la
realizzazione del meccanismo di azionamento che è stato testato sperimentalmente,
staticamente e dinamicamente, su una macchina di prova servo-idraulica tipo MTS con cella di
carico da 100KN. Le prove sperimentali non hanno evidenziato problemi di funzionamento
del sistema di movimentazione dei flaps. Dal controllo funzionale finale e da un’ispezione
mediante liquidi penetranti non sono state riscontrate anomalie tali da compromettere il
regolare funzionamento in esercizio.
2. STATO DELL’ARTE E CRITICIT[ DEL SISTEMA DI STABILIZZAZIONE
Il sistema di stabilizzazione attualmente impiegato sui mezzi a sostentamento alare consta di
due superfici mobili incernierate nell’ala anteriore i cui movimenti, indipendenti l’uno
dall’altro, sono comandati da due cilindri attuatori (uno per lato) (Fig. 1).
Figura 1: Schema del sistema attuale di movimentazione flap
Un sistema di controllo rileva i movimenti dell’imbarcazione in termini di rollio e beccheggio e
conseguentemente un circuito oleodinamico, agendo direttamente sugli attuatori collegati ai
flap, permette di stabilizzare l’imbarcazione.
Il sistema interviene anche durante la fase di decollo per innescare la planata attraverso un
movimento sincrono dei flap. Alla velocità di crociera di circa 36 kn il movimento dei flap
oscilla tra zero e 10°. In corrispondenza dell’escursione massima, l’analisi fluidodinamica
dell’intero sistema alare ha permesso di valutare che sull’asse del flap si genera un momento
torcente di 3.000 Nm [5]. La pressione di esercizio del circuito oleodinamico e il
dimensionamento dei cilindri idraulici garantiscono la possibilità di esercitare tale momento.
La presenza degli attuatori idraulici in acqua genera normalmente fouling sugli steli dei
cilindri e rapida usura delle guarnizioni di tenuta con frequenti danneggiamenti dei sensori di
posizione degli attuatori, fondamentali per il controllo degli stessi. Il continuo fuori servizio
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del sistema di stabilizzazione limita notevolmente l’impiego dei mezzi a sostentamento alare.
Frequenti stop sono inoltre imposti dagli organi di controllo marittimo poiché la fuoriuscita di
liquido idraulico dagli attuatori potrebbe causare evidenti fenomeni di inquinamento in zone
marittime protette.
3. ANALISI DEI COSTI DI MANUTENZIONE
La manutenzione gioca un ruolo fondamentale nelle politiche di gestione di una compagnia di
navigazione. Le norme imposte dalle autorità del settore salvaguardano adeguatamente la
sicurezza e non consentono alcun tipo di risparmio sui costi di manutenzione. Tali regole sono
molto rigide e non possono essere eluse dalle compagnie di navigazione; la mancata
manutenzione o la carenza di manutenzione infatti fa si che la compagnia possa incorrere in
pesanti sanzioni. L’analisi dei costi di manutenzione per gli interventi necessari dovuti agli
inconvenienti dei sistemi di stabilizzazione non va limitata agli interventi direttamente
connessi alla sostituzione di particolari meccanici.
Infatti, devono essere considerati:
 i notevoli costi di alaggio e varo a lavori ultimati comprendenti anche i costi dovuti al
trasferimento del mezzo in porti attrezzati alla messa in secco;
 i costi indotti dovuti alla indisponibilità del mezzo.
Tali considerazioni sono strettamente attinenti ai battelli a sostentamento alare mentre non lo
sono del tutto per le altre tipologie di mezzi. Questi, seppur dotati di sistemi di stabilizzazione,
presentano attuatori di comando posizionati all’interno dello scafo e non incorrono, quindi,
nei problemi di usura e danneggiamento descritti.
Lo studio è basato sull’attuale politica di manutenzione adottata dalle compagnie di
navigazione, di tipo a guasto, che comporta l’imprevedibilit{ della fermata del mezzo. Una
diversa politica manutentiva, di tipo preventivo e/o predittivo ad esempio, comporterebbe la
necessità di dotare il sistema di stabilizzazione di sofisticati sensori atti a rilevarne il
progressivo danneggiamento. L’installazione di tali sensori sui sistemi attualmente impiegati
“in acqua” risulterebbe praticamente impossibile ed, anzi, aumenterebbe la complessità del
sistema. Per contro, un aumento della frequenza degli interventi di manutenzione, anche solo
al fine di un controllo più frequente dei sistemi di stabilizzazione, comporta in ogni caso sia
l’alaggio e il varo che il fermo del mezzo rendendo la politica di manutenzione preventiva del
tutto inefficiente oltre che inefficace. La manutenzione di un moderno battello per trasporto
passeggeri assorbe circa il 20÷25% dell’intero costo operativo ed è quindi una voce molto
importante nel capitolo dei costi. Dall’efficienza della manutenzione, sia per quanto riguarda
la qualità del servizio sia per quanto riguarda i tempi, dipende anche in larga misura la
programmazione delle tratte. La produttività di un battello dipende dal tempo di impiego. Da
qui la necessità di ridurre i tempi di manutenzione al minimo senza intaccare la sicurezza.
Questa complessa problematica rientra nei compiti del management che deve gestire la
manutenzione della flotta affinché vengano ridotti al minimo i tempi ed i costi, senza
trascurare le problematiche legate alla sicurezza.
Dal momento che i battelli a sostentamento alare sono molto costosi, gli stessi devono essere
ampiamente utilizzati, garantendo un alto tasso di disponibilità operativa. Da qui scaturisce la
necessità di intervenire in fase di progettazione per innovare il sistema di stabilizzazione
esistente, considerato un punto critico ai fini della gestione operativa del mezzo. Nel caso
specifico il guasto non è provocato dal raggiungimento di una determinata soglia del
parametro di usura, ma da specifiche cause esogene dovute principalmente al posizionamento
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dell’attuatore. Infatti, gli attuali sistemi di stabilizzazione presentano attuatori posizionati al
di sotto del livello del mare. Ciò determina:
1. Il deterioramento dell’attuatore dovuto principalmente al contatto con l’acqua salina
piuttosto che all’usura;
2. la possibilità che il battello possa subire un urto, con conseguente guasto, a causa di
impatti imprevisti in presenza di bassi fondali (soprattutto in entrata ai porti).
In aggiunta, il processo di manutenzione ordinaria dei battelli è caratterizzato da ispezioni
periodiche, imposte dalle norme, per determinare lo stato dei componenti soggetti a controllo.
La sostituzione del sistema di stabilizzazione oggi in uso con un sistema innovativo non
determina cambiamenti a tale processo. In definitiva, considerando che la manutenzione ha
due scopi principali:
1. riparare guasti;
2. impedire la loro insorgenza.
In questo studio l’attenzione è stata posta sul primo aspetto ponendo in evidenza l’efficacia
del progetto di un innovativo sistema di stabilizzazione e come esso possa determinare
riduzioni significative del costo di manutenzione.
4. SOLUZIONE PROGETTUALE PROPOSTA
La soluzione progettuale considera il riposizionamento degli attuatori di comando dei flap
all’interno dello scafo. È stato pertanto studiato e messo a punto un sistema cinematico
costituito da un manovellismo di spinta non centrato (fig. 2A) azionato da un attuatore
oleodinamico a doppio effetto posto al di sopra della linea di galleggiamento e all’interno di
una apposita struttura metallica.
Figura 2: Schema del sistema di movimentazione flap in studio
Il sistema è costituito da un’asta di azionamento e da un manovellismo di spinta progettato
per convertire lo spostamento assiale dello stelo del pistone idraulico nella rotazione finale
del flap. L’ottimizzazione della struttura alare prevede che le due semiali che si dipartono dal
pilone centrale dell’ala (fig. 2B), siano leggermente inclinate verso il basso (circa 8°), con
disposizione ad “ali di gabbiano”. In ragione di ciò, l’asse di rotazione del flap non coincide con
l’asse orizzontale del manovellismo di spinta. Si rende quindi necessario l’impiego di un
doppio giunto cardanico per effettuarne il collegamento al flap (fig. 3A).
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Figura 3: (A) Sistema di movimentazione flap; (B) manicotto a profilo poligonale posizionato
sul bilanciere
In particolare (fig. 2), l’attuatore oleodinamico movimenta un’asta guidata assialmente da
boccole a strisciamento. Tramite un sistema biella-bilanciere il moto è trasmesso ad un albero
scanalato la cui estremità, rivolta al flap, è collegata al doppio giunto cardanico. Per problemi
correlati alla realizzazione pratica della brocciatura del profilo scanalato sul bilanciere, lo
stesso è stato ricavato su un manicotto con profilo esterno poligonale unificato che a sua volta
è stato posizionato in una sede ricavata sul bilanciere stesso (fig. 3B). Il sistema di forze agenti
sugli elementi che compongono il meccanismo dipende dalle diverse configurazioni
geometriche assunte dal cinematismo durante il suo funzionamento. Da studi fluidodinamici
relativi al sostentamento del battello risulta che la condizione di carico più severa è quella
relativa a una posizione angolare del flap pari a -10° (fig.4). In questa configurazione sul
meccanismo agisce un momento torcente massimo di 3.000 Nm, applicato sull’asse di
rotazione del flap.
Figura 4: Angolo di inclinazione del flap e relativo momento torcente nella configurazione di
carico più gravosa
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Per lo sviluppo di tale sistema di comando si è dovuto tener conto della criticità legata alla
necessità di trasmettere elevate azioni torcenti avendo a disposizione uno spazio limitato per
posizionamento delle componenti del sistema di trasmissione. Infatti, l’esigenza di ottimizzare
i flussi idrodinamici nella zona di collegamento delle ali al pilone centrale allo scopo di ridurre
le resistenze al moto, ha imposto di progettare un giunto cardanico (fig. 5) di ridotto
ingombro radiale. L’impossibilit{ di utilizzare un giunto cardanico di tipo “tradizionale” ha
condotto inoltre alla progettazione e realizzazione di un giunto cardanico smontabile in cui le
crociere possono essere facilmente rimosse grazie all’allontanamento dei bulloni. Il corpo
centrale dell’albero cardanico è costituito da un innesto maschio-femmina tenuto in posizione
da un collegamento bullonato precaricato.
Figura 5: Vista esplosa del corpo centrale del doppio giunto cardanico.
Al fine di valutare il comportamento meccanico del sistema in esame è stato necessario
progettare un opportuno telaio di prova attraverso il quale simulare le reali condizioni di
carico in esercizio. Il sistema di prova (fig. 6) è costituito da un telaio inferiore, da un
componente di collegamento tra gli assi cardanici, da una piastra di supporto per le boccole a
strisciamento che guidano lo spostamento assiale delle aste di comando.
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Figura 6: Modello cad del sistema di prova
Attraverso la particolare configurazione di prova è possibile testare contemporaneamente
due sistemi di azionamento i quali generano due momenti torcenti di uguale modulo ma di
asse-verso opposto. I due meccanismi sono alloggiati in sedi distanziate in modo conforme al
reale posizionamento all’interno dell’aliscafo.
5. MATERIALI UTILIZZATI
I componenti del meccanismo di movimentazione del flap dell’ala sono realizzati interamente
in acciaio inossidabile ad eccezione dei cuscinetti a strisciamento del giunto cardanico, delle
guide dell’asta del meccanismo e del doppio giunto cardanico.
L’albero scanalato, il manicotto scanalato e il doppio giunto cardanico sono stati progettati e
realizzati in acciaio inossidabile AISI 420 [6], temprato e rinvenuto con tensione di
snervamento superiore a 1200 MPa.
L’acciaio AISI 420 infatti presenta, tra i martensitici, le migliori caratteristiche di resistenza
alla corrosione allo stato temprato e disteso a bassa temperatura, con superfici lucidate a
specchio.
Il bilanciere, i perni del manovellismo, l’asta di biella e l’asta di azionamento sono stati
progettati e realizzati in acciaio inossidabile austenitico tipo AISI 316 [7].
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Le boccole di strisciamento utilizzate per la guida per l’asta del meccanismo e per l’albero di
trasmissione del moto sono state previste in materiale composito con armatura in acciaio e
strato superficiale di bronzo sinterizzato; presentano strato di copertura di PTFE con additivi
antiattrito (5-30 μm) e sono utilizzate nelle applicazioni caratterizzate da ridotte velocit{ o
limitati movimenti angolari. I cuscinetti a strisciamento del giunto cardanico sono previsti in
bronzo UNS96700.
Il telaio di prova è realizzato in acciaio C45 (ss = 530MPa) ad eccezione del componente di
collegamento tra gli assi cardanici per il quale è stato selezionato un acciaio C50 trafilato a
freddo con tensione di snervamento pari a 579 MPa.
6. ANALISI NUMERICHE
Le analisi strutturali sono state condotte in ambiente ANSYS WorkBench. La modellazione
solida è stata realizzata mediante il software SOLIDWORKS. L’intero meccanismo è stato
discretizzato con elementi esaedrici.
Le superfici accoppiate del meccanismo sono state modellate utilizzando opportuni elementi
di contatto. Sono stati utilizzati contatti di tipo “bonded” [8] tra gli elementi per i quali non è
previsto movimento relativo e contatti di tipo “frictional” nel caso di componenti tra i quali è
possibile il contatto di strisciamento.
Per ridurre i tempi di calcolo, l’analisi del sistema è stata effettuata prendendo in
considerazione tre diversi sottosistemi:
1. Sistema biella-bilanciere-albero scanalato;
2. Sistema di prova;
3. Giunto cardanico.
Per ciascun sistema sono state definite opportunamente le condizioni di carico e vincolo. Il
primo sottosistema (fig.7) è vincolato tramite l’imposizione di spostamenti e rotazioni nulle
sulle superfici esterne delle boccole; è stato inoltre bloccato lo spostamento assiale dell’asta. Il
momento torcente di 3000Nm è stato direttamente applicato alla flangia dell’albero scanalato.
Il secondo sottosistema (fig. 6) è stato vincolato attraverso l'imposizione di spostamenti e
rotazioni nulle sia in prossimità della base del telaio inferiore sia in prossimità della piastra
superiore. Al fine di evitare moti rigidi della struttura sono stati imposti spostamenti assiali
nulli in prossimità dell’accoppiamento tra albero scanalato e manovella. Il momento torcente
massimo è stato applicato sulle flange degli alberi scanalati. Il componente di collegamento
degli assi cardanici è stato studiato a parte imponendo spostamenti e rotazioni nulle in
prossimità di un foro poligonale e il momento torcente applicato sul foro opposto.
Il terzo sottosistema (fig. 7B) prevede che il giunto cardanico sia vincolato sulle facce
dell’albero poligonale ed il carico sia applicato alla flangia.
Nella Figura 8 sono mostrati i particolari della discretizzazione adottata per alcuni
componenti.
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Figura 7: Particolari della discretizzazione: (A) meccanismo, (B) giunto cardanico.
Le figure 8-10 mostrano, in particolare, gli andamenti delle tensioni di Von Mises e gli
spostamenti massimi per i componenti più sollecitati dei tre sottosistemi in studio: bilanciere
(fig.8), albero scanalato del meccanismo (fig.9), telaio inferiore del sistema di prova (fig.10).
Figura 8: Andamento delle tensioni di Von Mises sul bilanciere
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Figura 9: Andamento delle tensioni di Von Mises sull’albero scanalato
Figura 10: Andamento delle tensioni di Von Mises sul telaio di prova
In riferimento alle fig. 8-9, i punti di concentrazione delle tensioni di Von Mises si presentano
in prossimità del raggio di raccordo alla base del profilo poligonale del bilanciere e del raggio
di raccordo alla base del dente del profilo scanalato, comunque di circa 10 volte inferiore al
valore della tensione di snervamento per il materiale selezionato.
Lo stato tensionale sul telaio inferiore del sistema di prova è di modesta entità con valore
massimo di circa 16 volte inferiore alla tensione di snervamento.
Relativamente all’analisi effettuata sul doppio giunto cardanico, le parti maggiormente
sollecitate sono quelle in corrispondenza del raccordo di base del corpo centrale femmina
(Fig.4). La tensione massima, sebbene prossima al limite di snervamento del materiale
selezionato (AISI 420 bonificato con tensione di snervamento ss = 1200 MPa), si localizza in
un’area limitata del raccordo, alla base
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del corpo centrale femmina, caratterizzata da elevata concentrazione di tensione. Nella figura
11 sono mostrate le zone del giunto cardanico caratterizzate da valori di tensione di Von
Mises superiore a 800 MPa.
Fig.11: Aree del cardano caratterizzate da tensioni di Von Mises superiori a 800 MPa
Le tensioni di contatto sui cuscinetti a strisciamento assumono valore inferiore alle tensioni
ammissibili del materiale con cui sono realizzate le boccole. Dall’analisi effettuata, si evince
che la struttura si comporta globalmente in maniera uniforme. È prevista l’esecuzione di uno
studio sperimentale per confermare i risultati numerici.
7. PROVE SPERIMENTALI
Lo studio numerico condotto per la progettazione del sistema di comando ha giustificato, in
ragione delle precedenti considerazioni, la realizzazione del meccanismo del quale si
riportano i principali componenti in fig.12.
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Figura 12: (A) Doppio giunto cardanico;(B) Bussola scanalata; (C) Bilanciere; (D) Albero
scanalato
Diverse prove statiche iniziali sono state condotte su una macchina di prova servo-idraulica
tipo MTS con cella di carico da 100KN.
Le prove sperimentali hanno permesso di valutare la risposta del sistema secondo tre distinte
condizioni di carico, corrispondenti all’applicazione di un momento torcente sull’asse del
doppio giunto cardanico rispettivamente pari a 1500Nm, 2000Nm e 2500Nm.
La configurazione di prova è mostrata in figura 13:
Figura 13: Layout di prova
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Al raggiungimento di un momento torcente pari a circa 2000 Nm il doppio giunto cardanico è
sopraggiunto a rottura per effetto della propagazione di due difetti che si sono originati in
prossimit{ del raggio di raccordo dell’innesto femmina (Fig. 14).
Figura 14: Modalità di rottura del corpo centrale del doppio giunto cardanico
La soluzione progettuale proposta non garantisce quindi i requisiti resistenziali richiesti.
Il corpo centrale del giunto cardanico è stato completamente riprogettato, sia per quanto
riguarda la scelta del materiale sia per quanto riguarda la configurazione geometrica. L’acciaio
scelto presenta elevato limite elastico (>720 MPa) e una maggiore deformazione a rottura. In
ragione dell’elevata concentrazione delle tensioni in prossimit{ dell'elemento centrale
femmina, che ha causato la nascita di difetti che hanno condotto alla rottura del componente,
è stato necessario prevedere un più ampio raggio di raccordo in prossimità della base dello
scavo. E’ stata inoltre prevista una più elevata superficie di contatto tra l'elemento femmina
ed il corrispondente sopporto maschio che ha consentito di ridurre la pressione di contatto
durante la trasmissione del momento torcente. Il raggio di raccordo alla base del supporto
femmina è pari a 1.5 mm, tre volte maggiore di quello previsto nell’innesto iniziale. L’altezza
del profilo del supporto maschio è pari a 17.5 mm, due volte maggiore dell’analogo del profilo
originale.
L'ingegnerizzazione del componente ha condotto quindi a ridefinire le nuove superfici di
accoppiamento così come mostrato in fig. 15.
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Figura 15: Riprogettazione del corpo centrale dell’albero cardanico.
L’analisi numerica mostra che il componente si comporta globalmente in maniera uniforme,
con uno stato tensionale inferiore a quello determinato nella precedente configurazione. La
nuova configurazione consente infatti di ridurre del 50% l’entit{ del valore massimo delle
tensioni di Von Mises rispetto a quelle evidenziate nel componente originario e si localizza in
un’area limitata del raggio di raccordo.
Nella fig. 16 sono mostrate le zone del giunto cardanico caratterizzate da valori di tensione di
Von Mises superiore a 700 MPa.
Figura 16: Aree del cardano caratterizzate da tensioni di Von Mises superiori a 700 MPa
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Le prove sperimentali, condotte al variare della forza assiale massima applicata in prossimità
della traversa superiore in modo tale da generare un momento torcente in prossimità del
doppio giunto cardanico rispettivamente pari a 2000, 2500 e 3000 Nm, non hanno
evidenziato anomalie di funzionamento del sistema di azionamento.
In particolare, al termine di ciascuna prova è stato effettuato sia un controllo funzionale del
doppio giunto cardanico sia un ispezione mediante liquidi penetranti.
Diverse prove sperimentali cicliche sono state condotte a una frequenza di 1Hz con rapporto
di carico R= Pmin/Pmax =0.1. Il valore massimo del carico applicato è pari a P=12.5 KN,
corrispondente all’applicazione di un momento torcente pari a 3000 Nm sull’asse del giunto
cardanico.
La prova è stata condotta imponendo un numero massimo di cicli di carico pari a N=100000.
Dall'analisi del ciclo d'isteresi, come mostrato in fig. 17, non si rilevano variazioni apprezzabili
della rigidezza del sistema al crescere del numero di cicli di azionamento. Dal controllo
funzionale finale e da un’ispezione mediante liquidi penetranti non sono state riscontrate
anomalie tali da compromettere il regolare funzionamento del sistema in esercizio.
Figura 17: Cicli di isteresi rilevati nel corso delle prove cicliche
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8. CONCLUSIONI
L’analisi degli interventi manutentivi su battelli a sostentamento alare ha posto in evidenza la
notevole criticità rappresentata dal sistema di comando dei flap. Tale criticità è
essenzialmente dovuta all’attuale posizionamento in acqua degli attuatori oleodinamici.
Tale considerazione giustifica lo studio condotto per la progettazione e realizzazione di un
innovativo sistema di comando al fine di risolvere radicalmente le problematiche dei sistemi
attuali. Infatti, la soluzione progettuale proposta consente di raggiungere un importante
obiettivo di salvaguardia ambientale poiché elimina ogni possibilità di inquinamento in mare
per fuoriuscita di liquido del circuito oleodinamico.
Il nuovo sistema di comando, che prevede l’impiego di materiali speciali e particolari
trattamenti termici, è stato validato dal punto di vista strutturale tramite analisi agli elementi
finiti e per mezzo di prove sperimentali statiche e a fatica condotte, contemporaneamente, su
due prototipi del sistema stesso.
Dalle prove cicliche, condotte alla frequenza di 1Hz per 100000 cicli di applicazioni del carico
pulsatorio, non si rilevano variazioni apprezzabili della rigidezza del sistema al crescere del
numero di cicli di azionamento. Dal controllo funzionale finale e da un’ispezione mediante
liquidi penetranti non sono state riscontrate anomalie tali da compromettere il regolare
funzionamento del sistema in esercizio.
BIBLIOGRAFIA
[1] Lewis, Edward V., “The Society of Naval Architects and Marine Engineers”, Principles of
Naval Architecture III, Jersey City, New York (1989).
[2] Regolamento RINA HSC (2002).
[3] Odd M. Faltinsen, “Hydrodynamics of High-Speed Marine Vehicles”, Cambridge University
Press (2005).
[4] A. Moland, S. Turnock, “Marine rudders and control surface, Butterworth-Heinemann”,
Oxford (2007).
[5] ENEA, “Analisi tridimensionale del campo fluidodinamico relativo al T-Foil durante la
navigazione”, Dipartimento FIM (2007).
[6] IMS S.p.A., 1.4021 (AISI 420).
[7] IMS S.p.A., 1.4401 (AISI 316).
[8] ANSYS Inc., “ANSYS Workbench User’s Guide”.
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13. Stabilizzazione attiva mediante giroscopi di uno yacht
di 77 m: vantaggi e svantaggi
V. Ruggiero
DICECII, Università di Messina
Sommario
Il problema della stabilizzazione attiva dei moti nave assume particolare importanza nel caso
delle navi da diporto o comunque delle navi passeggeri, in quanto il valore commerciale della
nave è direttamente correlato al comfort del carico trasportato inteso come sollecitazioni
indotte sulle stesso dai moti nave di beccheggio e rollio, con particolare attenzione al rollio,
date le caratteristiche geometriche dell'oggetto nave.
Se nel carico di un carico composto da cose, si può assumere come limite progettuale un
carico di rottura meccanica o comunque di cedimento strutturale, nel caso appunto delle navi
che trasportano persone, è necessario prevedere dei valori delle sollecitazioni molto più bassi
dei "limiti di rottura" in quanto il disagio può essere inaccettabile per il passeggero o il
personale di bordo, anche se tale disagio non provoca danni permanenti.
Sono note ed ampiamente dibattute in sedi opportune le patologie relative ai disturbi indotti
sugli esseri umani dai moti di rollio e beccheggio, e pertanto esse non costituiscono oggetto
del lavoro, ma si segnala e sottolinea comunque che la tipologia di nave in esame non prevede
la presenza a bordo di solo personale specificamente addestrato, ma bensì di una varietà
eterogenea, che si può ritenere ragionevolmente più sensibile agli effetti disturbanti per
l'essere umano dei moti nave .
Il lavoro prenderà in considerazione quindi gli aspetti tecnici relativi all'adozione, su una
nave da diporto da 77 m, dei due principali sistemi di stabilizzazione attiva: pinne antirollio e
stabilizzatore giroscopico.
In particolare, il lavoro si è sviluppato effettuando una analisi comparata dei vantaggi e
svantaggi derivanti dall'uso dell'una o dell'altra soluzione, esaminando tutti gli aspetti
progettuali derivanti da ciascuna scelta, sia dal punto di vista tecnico, quindi dell'analisi delle
eventuali modifiche richieste in termini strutturali e delle variazioni nelle prestazioni della
carena conseguenti all'uso dell'una o dell'altra soluzione, sia dal punto di vista economico,
spaziando ai differenti costi di acquisto ed installazione di ciascun sistema ai successivi costi
di manutenzione, esercizio nave.
Ulteriore elemento di interesse è costituito dal fatto che, allo stadio attuale, l'installazione di
stabilizzatori giroscopici su Navi da diporto di queste dimensioni è ancora pioneristica in
quanto, come noto, la soluzione tecnica ed i suoi principi erano noti ed applicati sin dagli anni
30 del secolo scorso, ma solo recentemente l'avvento dell'elettronica ha consentito di
risolvere determinati problemi, legati principalmente alla velocità di risposta del sistema
giroscopico, per renderlo competitivo.
Sinora si è quindi assistito all'adozione di tali sistemi solo su dislocamenti e dimensioni
abbastanza limitati (200-300 t o 30-40 m di L.o.a.) che richiedevano giroscopi di dimensioni
abbastanza contenute.
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Ma l'installazione presa in esame, una delle prime installazioni su navi di queste dimensioni, si
distingue in quanto prevede l'uso di un giroscopio singolo, con rotore di 20 t di peso circa, che
dovrebbe coprire tutte le esigenze di stabilizzazione della nave, comprese quelle di
stabilizzazione all'ancora, pertanto le varie problematiche tecniche sorte durante lo studio di
una possibile installazione hanno, come già anticipato, interessato vari settori :dalla posizione
del baricentro nave e relativi problemi di stabilità, alla modifica all'impianto elettrico, alla
ridefinizione di alcuni spazi interni.
Lo studio ha condotto comunque alla conclusione che seppur a fronte di una maggior costo
iniziale, tale soluzione può ritenersi competitiva rispetto a quella di un sistema tradizionale
con pinne stabilizzatrici attive.
1. INTRODUZIONE
Oggetto dello studio è la stabilizzazione dei moti di rollio di uno Yacht da diporto di 77.7 m
mediante un sistema di stabilizzazione giroscopico, in sostituzione di un tradizionale sistema
con superfici portanti, (pinne), e la conseguente analisi dell'impatto sul progetto e dei
vantaggi ottenuti.
Le caratteristiche principali dello Yacht sono:
Lunghezza f.t. 77.7 m
Larghezza max 13 m
Altezza di costruzione : 7 m
Immersione 4.1 m
Dislocamento a pieno carico: 1410 t
Velocità 16.5 kn
Lloyd Register of Shipping (LRS), 100 A1,PASSENGER YACHT +LMC, LMC, UMS, ECO
La caratteristica principale da cui ha avuto origine lo studio di una soluzione mediante
giroscopio è il ridotto coefficiente di finezza della Sezione Maestra, come sarà possibile vedere
in seguito dalle immagine mostranti il posizionamento delle pinne.
Questo perché lo Yacht si basa sulla trasformazione, per scelte armatoriali, di una carena
esistente.
La ridotta volumetria disponibile nella zona del ginocchio avrebbe ridotto il momento
applicato da un sistema tradizionale a pinne, obbligando tali pinne ad avere dimensioni
particolarmente elevate, con conseguenti problematiche inerenti l'ormeggio e la navigazione
in acque ristrette, condizioni d'uso non rare per questo tipo di nave.
Infatti si ritiene utile richiamare il principio di funzionamento di un sistema con pinne:
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Figura 1
Dove abbiamo:
Δ = dislocamento nave
GM = altezza metacentrica
L = braccio della coppia raddrizzante
Vediamo adesso la sistemazione a bordo di una coppia di pinne di dimensioni adeguate:
Figura 2 : Sistemazione pinne
Come si può vedere, e come gi{ detto, l’installazione risulterebbe piuttosto invasiva, le pinne
sporgerebbero al di fuori della larghezza massima e pertanto la stabilizzazione all’ancora,
qualora la nave fosse ormeggiata in spazi ristretti o in banchina, potrebbe presentare
complicazioni.
Anche l’utilizzo di un sistema di pinne retrattili telescopicamente non risolverebbe il
problema, in quanto appunto rimarrebbe il problema delle elevate dimensioni trasversali.
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La soluzione con due coppie di pinne non era attuabile sulla nave in oggetto, a causa delle
ridotte larghezze delle zone di prua e poppa e della mancanza di disponibilità di spazi.
Inoltre, il fatto che fosse già esistente la compartimentazione del doppio fondo ed i requisiti
sulla stabilità in allegamento imposti dalla normativa adottata, (infatti la Nave otterrà lo Yacht
Passenger code del LR EMEA) hanno richiesto un'approccio particolare alla stabilità in
allagamento, ad esempio il dovere tenere in considerazione, nei vari casi, dello sbandamento
trasversale dato dall'estroflessione delle imbarcazioni di salvataggio, necessarie ad evitare il
soddisfacimento dell'allagamento con due compartimenti allagati.
Ricapitolando: il sistema con pinne presentava le seguenti caratteristiche:




Lunghezza pinne ca 3 m
Peso sistema completo 23.7 t
Perdita di carena dovuta ai cassoni stagni: 5.3 mc
Potenza assorbita in normali condizioni operative: 28 kW
Si è quindi presa in considerazione la possibilità di installare un unico sistema giroscopico, di
dimensioni rilevanti, infatti il peso del singolo volano è di circa 20 t, installato a centro nave, al
fine di garantire la necessaria stabilizzazione sia in navigazione che all'ancora.
I parametri principali, come noto, della stabilizzazione mediante giroscopio possono essere
descritti dalla seguente equazione:
 T = I ωἀ cosἀ
Dove :
 T = coppia del giroscopio
 I = Inerzia del rotore
 ω = velocità di rotazione del rotore
 ἀ = velocit{ di precessione
 Cos α = componente della precessione lungo l’asse di rollio
E la conseguente sistemazione del giroscopio, poteva essere ipotizzata come in figura:
Figura 3 : Vista in pianta sistemazione giroscopio
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Figura 4 : Sezione trasversale sistemazione giroscopio
Il sistema giroscopico proposto, avrebbe le seguenti caratteristiche:
 Peso rotore = 20t.
 Peso totaleimpianto: 23 t.
 Velocità di rotazione: 200 rpm
 Potenzarichiestaall’avvio: 75 kW
 Potenza richiesta in stand by: 35 kW
 Potenzarichiestanormaleutilizzo: 50 kW
A questo punto, dato che nominalmente, secondo i costruttori, i due sistemi offrivano
prestazioni equivalenti in termini di riduzione del rollio, si è voluto procedere ad una
valutazione che tenesse conto degli aspetti idrodinamici, al fine di valutare se la variazione di
configurazione dell'opera viva, dal punto di vista delle appendici e di un eventuale
dislocamento, avrebbe potuto subire cambiamenti significativi.
Analoga attenzione è stata prestata alla valutazione degli aspetti inerenti la statica della nave,
per investigare gli effetti connessi ad una eventuale variazione del baricentro nave e/o
dell'altezza metacentrica e si sono valutati gli impatti sul bilancio elettrico, conseguenti
all’adozione di uno o dell’altro sistema.
2. VALUTAZIONE FUNZIONALITA DEI SISTEMI:
Stima posizione baricentro nave:
Con giroscopio:
Nave vacante 1200 t.
VCG = + 0.03 m rispetto alle Pinne.
Con pinne:
Nave vacante: 1210 t.
GMT nave p.c. (1410 t.) : 1.07 m con giroscopio
Una volta verificati questi valori, si sono stimate le resistenze al moto, con o senza le
appendici rappresentate dalle pinne antirollio, utilizzando i dati relativi alle prove in vasca.
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Figura 5 : Foto modello utilizzato per prove in vasca
Si è proceduto ad incrociare i suddetti dati con i dati disponibili dalle prove in vasca, al fine di
verificare il comportamento della carena.
Stima variazioni resistenza al moto:
Incremento per pinne :
12 nodi : 6 %
14 nodi : 5.6 %
16 nodi : 5.5 %
Quindi, riportando tali valori in potenze effettivamente richieste per l’avanzamento:
Variazioni su potenza : stima con valore medio
Pe = 12 nodi = 497 kW  + 30 kW
Pe = 14 nodi = 837 kW  + 41 kW
Pe = 16 nodi = 1349 kW  + 67 kW
Ovviamente queste sono Pe, il rendimento propulsivo globale stimato è circa 0.56, quindi le
potenze richieste ai motori e relativi consumi variano di conseguenza .
Variazioni su potenza elettrica:
Le pinne hanno un assorbimento minore, pari a circa 28 kW in navigazione, mentre per il
giroscopio è necessario prevedere circa 75 kW di potenza di picco, che deve essere fornita da
uno dei 3 GG.EE. Installati.
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3. CONCLUSIONI
In questa applicazione la stabilizzazione mediante giroscopio offre il vantaggio di poter
ottenere un risparmio nella potenza richiesta per l’avanzamento che compensa il maggior
assorbimento di energia richiesto dal funzionamento del giroscopio, con il vantaggio di poter
effettuare una stabilizzazione all’ancora più fruibile, in quanto si è liberi dal problema
dell’ingombro delle pinne.
BIBLIOGRAFIA
[ 1 ] Tsuyoshi Kawazoe, Shingo Nishikido, Yojirou Wada, "Effect of Fin Area and Control
Methods on reduction of Roll Motion with Fin Stabilizers.", Bulletin of the M.E.S.J. Vol. 22, No 1,
Pagg 25-26.
[ 2 ] GuilhemGaillarde "Dynamic behaviour and operational limits of stabilizer fins ", IMAM
2002.
[ 3 ] John Shiju, Kareem Khan, P.C. Praveen, Manu Korulla, P.K.Panigrahi, "Ship hull
appendages: a case study”, International journal of innovative research and development. Vol. 1
Issue 10, pagg.74 - 89.
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14. Design di un impianto di recupero di cascami termici di
un motore nautico per la produzione di freddo a bordo
di un’imbarcazione
V. Palombaa, A. Frazzicaa, A. Frenia, G. Bonob, F. Urbania, A. Galvagnoc, S. Frenia
a Istituto di Tecnologie Avanzate per l’Energia “Nicola Giordano”
b Istituto per l’Ambiente Marino Costiero, CNR, Mazara del Vallo
c DIECII, Università di Messina
Sommario
In questa memoria viene presentato il design di un innovativo impianto per la produzione di
acqua refrigerata atta al raffrescamento di una cella frigorifera per lo stoccaggio di prodotto
fresco su un motopeschereccio. L’impianto proposto si propone di sopperire alle criticit{ degli
impianti attualmente esistenti, in particolare facendo utilizzo come sorgente termica dei
cascami termici del propulsore dell’imbarcazione. Il bilancio energetico ha mostrato la
fattibilità tecnico-economica dell’impianto, di cui è stata realizzata la progettazione di
massima ed esecutiva.
INTRODUZIONE
La sostenibilit{ ambientale di un’imbarcazione rappresenta un problema critico e molto
attuale, a causa anche della presenza di normative internazionali sempre più stringenti [1],
richiedendo pertanto un’attenta progettazione di tutti i componenti e i sistemi che
costituiscono un’imbarcazione – dalla geometria della carena, alle sovrastrutture, agli
impianti di bordo. Un’ulteriore sfida nella progettazione di un’imbarcazione, sia da diporto
che per usi commerciali, è rappresentata dalla riduzione dei consumi durante la navigazione,
sia dal punto di vista elettrico che soprattutto di combustibile, così da ridurre anche i costi per
il funzionamento del sistema-imbarcazione. E’ stato infatti stimato che nel 2008 il consumo di
carburante delle flotte di pescherecci sia stato di circa 3.7 miliardi di tonnellate per l’intero
pianeta, circa l’1.5% del consumo globale di combustile. E` stato inoltre considerato che la
conservazione del pescato incida per il 15% del consumo totale a bordo, circa 0.7 L di
carburante per ogni chilogrammo di pescato [2]. Molta ricerca è stata quindi dedicata
all’aumento dell’efficienza energetica complessiva dell’imbarcazione [3] e in particolare molto
rilievo è stato dato ai sistemi di recupero e utilizzo di cascami termici dai motori. Al giorno
d’oggi la maggior parte delle imbarcazioni fa utilizzo di motori diesel, sia per la propulsione
che per il funzionamento degli impianti ausiliari, principalmente per effetto della maggiore
efficienza rispetto alle altre tipologie di propulsori presenti. Tuttavia, il rendimento di questi
motori durante la navigazione si attesta intorno al 40-45% e il resto dell’energia termica
immessa viene scaricata in atmosfera come gas esausti o come acqua di raffreddamento dei
motori elettrici di bordo[4]. Si noti, inoltre, che il funzionamento di un motore per uso marino
è molto costante, anche perché spesso la velocità di navigazione si mantiene fissa per molte
ore. E` quindi possibile considerare il motore primo dell’imbarcazione come una sorgente di
calore da poter utilizzare per l'alimentazione dei vari sistemi di bordo, in abbinamento anche
alla grande disponibilità di acqua marina come mezzo di raffreddamento. Il lavoro qui
presentato espone il dimensionamento e la progettazione di un impianto per la produzione di
freddo a bordo di un’imbarcazione di tipo commerciale mediante recupero di energia dagli
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esausti del motore, che vengono adoperati per l’alimentazione di una macchina ad
assorbimento del tipo ammoniaca/acqua.
LA PRODUZIONE DEL FREDDO A BORDO DELLE IMBARCAZIONI
La refrigerazione sui pescherecci viene principalmente impiegata per la conservazione del
pescato, sia surgelato che del prodotto fresco, che viene venduto in tempi più brevi [5].
Usualmente, i sistemi di refrigerazione impiegati nelle imbarcazioni sono i classici sistemi a
compressione meccanica di vapore, in cui si fa compiere ad un fluido un ciclo termodinamico
inverso. Tale sistema prevede la presenza di un compressore, un condensatore raffreddato ad
acqua di mare ed un evaporatore, rappresentato dalla singola cella da raffreddare. Nella flotta
di pescherecci italiani si fa generalmente utilizzo di un compressore che è collegato al
propulsore principale e viene azionato da questo mediante un sistema di pulegge. Questa
soluzione richiede però che anche ad imbarcazione ferma, per esempio in porto, sia
necessario mantenere il propulsore acceso per la conservazione del pescato.
L’impianto frigorifero di un motopeschereccio per pesca a strascico di 28/30 m prevede
generalmente tre celle per la conservazione del pesce di cui due celle da circa 45 mc cadauna
possono essere utilizzate sia per lo stoccaggio dei prodotti freschi (-4°C/2°C), sia per quello
dei congelati (-18°C), raffreddate mediante una serpentina. Vi è poi una cella per la
surgelazione rapida, la cui temperatura è abbassata mediante aero-evaporatore a circa -35°C.
L’utilizzo di un singolo condensatore per tutte le celle presenta però problemi di regolazione e
controllo del processo evaporativo stesso. L’impianto proposto è stato dimensionato per il
raffreddamento della cella di conservazione del prodotto fresco.
STUDIO TERMODINAMICO DELL’IMPIANTO PROPOSTO
La possibilità di installare a bordo un impianto innovativo per la conservazione del pescato a
recupero di cascami termici richiede la verifica di un’adeguata potenza estraibile dai fumi
combusti e di opportuni livelli termici per l’alimentazione della macchina frigorifera. La
potenza termica contenuta nei gas di scarico ammonta a circa il 28% di quella fornita dal
combustibile al propulsore. Il bilancio energetico di un motore a combustione interna è
riassunto in
Figura 1.
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Figura 1: bilancio energetico di un propulsore navale.
Una delle taglie più comuni dei propulsori impiegati nei motopescherecci esaminati (28/30
m) è di 400kW, che richiedono pertanto una potenza fornita dal combustibile di circa 900kW.
La quantità di potenza utilizzabile per la refrigerazione dipende dalla temperatura di
alimentazione della macchina frigorifera. La scelta dell’unit{ più opportuna è avvenuta sulla
base di studi di fattibilità presenti in letteratura e dei modelli commerciali effettivamente
disponibili. Come riportato in letteratura [6], la scelta tecnologicamente più adeguata è quella
di un sistema ad assorbimento liquido del tipo ammoniaca/acqua ed è stata pertanto
selezionata un’unit{ commerciale della Robur S.p.A da 12 kW alimentata mediante olio
diatermico a temperatura compresa tra 230°C e 250°C. La potenza estraibile dai gas di scarico
è sufficiente a coprire tale richiesta, poiché è stimabile in circa 100 kW. La temperatura
dell’acqua raffreddata dall’assorbitore è compresa in un intervallo di temperatura compreso
tra -5°C e 5°C, che corrisponde a quella di progetto per le celle di stoccaggio del pesce fresco.
Il raffreddamento del fluido di processo all’interno dell’unit{ frigorifera può avvenire con
acqua di mare, presente in abbondanza, a temperature di circa 15-18°C, mediante
scambiatore a piastre di potenza pari a circa 33 kW. In Figura 2 sono riassunti i livelli termici
e le potenze di funzionamento dell’impianto.
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Figura 2: analisi termodinamica dell'impianto proposto.
CARATTERISTICHE E LAYOUT DELL’IMPIANTO
Il layout dell’impianto progettato è mostrato in Figura 3. La sua caratteristica principale è
quella di utilizzare come refrigerante una miscela di acqua e glicole propilenico, non tossica
per gli alimenti. Poiché si tratta di una miscela liquida, avente proprietà idrauliche assimilabili
a quelle dell’acqua, è possibile un ottimale design della cella frigorifera, che può essere dotata
di serpentine su tutte le pareti e a pavimento per garantire un’uniforme distribuzione della
temperatura al suo interno. Inoltre, i sistemi ad assorbimento liquido richiedono un consumo
elettrico degli ausiliari molto ridotto, permettendo così di non gravare sul generatore
dell’imbarcazione. I criteri utilizzati per la progettazione sono stati l’integrazione all’interno
delle imbarcazioni esistenti (evitando componenti di dimensioni notevoli o comunque non
compatibili con gli spazi di un peschereccio della flotta italiana), la possibilità svolgere
manutenzione in maniera rapida e di una gestione ottimale dell’impianto per massimizzarne il
rendimento. I componenti principali che lo compongono sono: il sistema di recupero di calore
dai gas di scarico, la macchina ad assorbimento e la cella frigorifera di volume pari a circa 10
metri cubi. Il sistema di recupero dei gas di scarico è composto da una caldaia a recupero di
fumi, specifica per ambito navale, dotata di bruciatore ausiliario per consentire al sistema di
funzionare anche durante le soste senza necessità di mantenere attivo il propulsore. La
macchina ad assorbimento è del tipo indirect fired, alimentata con olio diatermico, poiché
questo fluido può essere usato a pressione atmosferica fino a temperature di circa 300°C. Le
linee di processo contenenti olio sono state progettate per essere dotate di tutti i dispositivi di
sicurezza e degli sfiati per evitare la presenza di aria all’interno dell’impianto.
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Figura 3: layout dell'impianto proposto.
La macchina ad assorbimento è dotata di uno scambiatore interno per il raffreddamento del
fluido di processo. E` stato tuttavia previsto uno scambiatore a monte di questo per evitare la
presenza di acqua marina, potenzialmente fonte di fouling e corrosione, all’interno dell’unit{
refrigerante. La temperatura della cella frigorifera verrà regolata mediante una valvola
miscelatrice e per ottenere un maggiore controllo sulla temperatura, evitando così possibili
eccessive fluttuazioni dannose per il pescato, è stato previsto un sistema di accumulo in uscita
dall’assorbitore. Tutte le linee sono state progettate per essere sezionate, facilitando quindi la
manutenzione. In fase di progettazione esecutiva è stata previsto l’utilizzo di pompe
centrifughe di riserva, da installare in parallelo a quelle presenti su ogni linea, così da evitare
il fermo dell’impianto in caso di guasto. Inoltre, ogni linea è dotata di sistemi di
visualizzazione e trasmissione dei parametri operativi principali (temperatura e portata per le
linee idrauliche, livello e temperatura per i serbatoi), che saranno inviati alla sala controllo di
bordo per la gestione e la regolazione delle pompe e della valvola miscelatrice. Le Figure 4, 5 e
6 mostrano le renderizzazioni 3D utilizzate per la definizione degli ingombri del sistema.
Figura 4: render 3D dell'impianto
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Figura 5: particolare delle connessioni dell'assorbitore.
Figura 6: particolare della cella frigorifera e della macchina ad assorbimento.
ATTIVITA` FUTURE
L’impianto proposto verr{ realizzato come pilota e sar{ installato presso il Centro Prove del
CNR ITAE di Messina, dove verrà svolta una campagna di test per la funzionalità e mapparne
le prestazioni in diverse condizioni di esercizio, simulando i livelli termici relativi alle possibili
condizioni operative. La Figura 7 mostra la stazione di prova che verrà utilizzata per le prove
di funzionamento frigorifero della macchina; si tratta di un impianto realizzato per il test di
sistemi “thermally driven” con potenza termica fino a 35 kW. Le caratteristiche principali
della stazione sono riportate in Tabella 8. La stazione è equipaggiata con sensori per la misura
dei vari parametri di processo e per la misura delle cadute di carico nei circuiti e il consumo
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degli ausiliari elettrici. Dai risultati ottenuti, sarà possibile un dimensionamento esatto dei
vari componenti dell’impianto, così da poterne estendere l’applicazione anche a imbarcazioni
con diverse caratteristiche in termini di dimensioni, lunghezza e richieste di carichi frigoriferi.
Inoltre, verrà realizzato un sistema di movimentazione su cui verrà posta la macchina per
simulare le condizioni di rollio e beccheggio di un’imbarcazione, al fine di testare il corretto
funzionamento di tutti gli scambiatori interni al sistema anche in presenza di oscillazioni del
motopeschereccio.
Figura 7: stazione di prova per sistemi "thermallydriven" fino a 35W presso il Centro
Prove del CNR ITAE.
Tabella 8: caratteristiche stazione di prova presso il CNR ITAE.
Stazione prova capacità termica 35 kW
Variazione del flusso idraulico
Sensori di alta precisione
Misurazione del consumo elettrico degli
ausiliari
Misurazione cadute di pressione
Accumulo alta temperatura 1500 L
Accumulo bassa temperatura 1000 L
Simulazione MT fino a 50°C
Test su sistemi accumulo termico
CONCLUSIONI
La presente memoria ha proposto il design di un impianto di produzione di freddo atto
all’installazione su imbarcazioni, facente utilizzo di fluidi refrigeranti ecocompatibili e, come
sorgente termica, del calore recuperato dai gas di scarico del motore primo dell’imbarcazione.
Queste caratteristiche permettono un allineamento con le norme internazionali in termini di
efficienza energetica delle imbarcazioni e consentono un risparmio sul carburante che è
stimato in circa il 15%, corrispondenti ad un risparmio di circa 30 L/giorno, permettendone
inoltre il funzionamento anche a motore spento. L’impianto mostrato si integra inoltre con
l’architettura di bordo, consentendone l’installazione anche su pescherecci esistenti. I
componenti principali dell’impianto sono stati acquisiti e si proceder{ pertanto alla fase di
realizzazione ed esecuzione di test presso un’apposita stazione situata nei locali del Centro
Prove del CNR ITAE di Messina.
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RINGRAZIAMENTI
Il presente lavoro è stato svolto nell’ambito del Progetto Bandiera “RItMare” (La Ricerca
Italiana per il Mare). In particolare l’attivit{ svolta si inquadra all’interno del Sottoprogetto 2
“Tecnologie per la pesca sostenibile”, WP3 “Peschereccio sostenibile”.
BIBLIOGRAFIA
[1] International Maritime Organization, Annex VI: Regulations on energy efficiency for ships
to make mandatory the Energy Efficiency Design Index (EEDI),Resolution MEPC.203(62),
www.imo.org
[2] F. Táboasa, M. Bourouisb, M. Vallès: Analysis of ammonia/water and ammonia/salt
mixture absorption cycles for refrigeration purposes in fishing ships, Applied Thermal
Engineering, Vol 66 Issues 1-2 (2014)
[3] V. Eyring, H.W. Köhler, A. Lauer, B. Lemper: Emissions from international shipping: 2.
Impact of future technologies on scenarios until 2050, Journal of Geophysical Research, 110
(2005)
[4] M. Dzida, J. Mucharski: On the possible increasing of efficiency of ship power plant with the
system combined of marine diesel engine, gas turbine and steam turbine in case of main
engine cooperation with the gas turbine fed in parallel and the steam turbine, Polish Maritime
Research, 1 (59)(vol. 16)) (2009), pp. 47–52
[5] H.L. Harrington et al., Marine Enginering, The society of Naval Architects and Marine
Engineers, New York, ISBN 0-939773-10-4, 1992.
[6] S.G. Wang, R.Z. Wang: Recent developments of refrigeration technology in fishing vessels,
Renewable Energy, 30 (4) (2005), pp. 589–600
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15. Un sistema flessibile per misure avanzate e analisi del
rumore irradiato dalle navi
E. Firenzea, M. Bassettia, T. Gaggerob
a CETENA S.p.A.
b University of Genova
Sommario
Una sempre maggiore attenzione è volta all’effetto negativo che possono avere i veicoli marini
come potenziale sorgente di rumore subacqueo. Sia per le navi militari, i pescherecci, le navi
da ricerca, ma anche per le navi commerciali inclusi yacht e navi da crociera, la valutazione dei
livelli di rumore subacqueo irradiato sta diventando un aspetto fondamentale. Pertanto la
caratterizzazione delle sorgenti di rumore e quindi le misure del rumore emesso sono il primo
step nella valutazione degli effetti del rumore irradiato dalle navi. Mentre nel campo militare
vengono utilizzati poligoni acustici in siti dedicati, in ambito civile sono necessari sistemi
portatili e più flessibili. Un sistema di questo tipo è stato messo a punto e viene presentato in
questo paper. In particolare si tratta di una array di idrofoni ciascuno dotato di sensore di
profondità. Un software di post-processing è stato sviluppato in Matlab® ed è in grado di
coprire le necessità delle normative attuali, ma anche di fornire uno spettro più grande di
informazioni.
1. INTRODUZIONE
Il rumore subacqueo irradiato dalle navi è diventato una problematica importante soprattutto
per il possibile impatto negativo che può avere il rumore sulla vita marina, in particolare sui
mammiferi marini [1]. In passato, il controllo del rumore irradiato in mare (segnatura
acustica) costituiva un requisito solo per le navi militari e da ricerca.
Le navi di superficie irradiano rumore subacqueo principalmente a causa dei macchinari a
bordo, dei sistemi di propulsione e del flusso idrodinamico intorno allo scafo e alle appendici
[2]. L’Unione Europea sta lavorando per definire le direttive [3] per preservare maggiormente
l’ambiente marino; tali direttive “(Marine Strategy Framework Directive - MSFD)” hanno lo
scopo di investigare e mettere a punto programmi per ottenere o mantenere il cosidetto
“Good Environmental Status (GES)”. La Direttiva dispone undici “Descriptors”, tra cui il
“Descriptor 11 – Introduction of Energy (including under water noise)”, il cui sviluppo è
affidato al Sottogruppo Tecnico (TSG) del Gruppo di Lavoro sul GES (WG GES) che ha prodotto
il Report [4].
Il comitato ASA WG-47 ha lavorato per sviluppare uno standard commerciale per la misura
del rumore subacqueo irradiato dalle navi e nel 2009 è stato redatto il documento ANSI/ASA
S12.64-2009/Part1 [5].
L’IMO (International Maritime Organization) con il suo comitato MEPC (Marine Environment
Protection Committee) ha riconosciuto la necessità di avere uno standard internazionale per
la misura del rumore subacqueo irradiato dalle navi mercantili e sia nell’ambito del Comitato
Tecnico ISO/TC 43 [6] che del Comitato Tecnico ISO/TC 8 si sta lavorando in questa direzione.
Nel presente articolo viene descritto un sistema costituito da una array di idrofoni che risulta
essere un sistema flessibile per la misura della segnatura acustica delle navi e risponde alle
richieste delle normative e procedure sopra citate. Il sistema presenta geometria variabile in
termini di lunghezza totale e spaziatura tra gli idrofoni, in funzione (come prevedono le
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normative) della lunghezza della nave da misurare. Le tre sezioni che compongono l’array
hanno diversi possibili punti di connessione per gli idrofoni. Il sistema prevede l’utilizzo di tre
idrofoni digitali, ciascuno dotato anche di sensore di profondità.
Nel seguito viene inoltre presentato il software di elaborazione che è stato appositamente
sviluppato in Matlab® per elaborare le uscite degli idrofoni.
Lo strumento, oltre a rispondere alle necessità degli standard normativi per la misura delle
emissioni tra cui [5], fornisce un ampio spettro di informazioni utili a fini diagnostici
riguardanti il rumore irradiato dalla nave, comprese elaborazioni nel dominio della frequenza,
direttività verticale e orizzontale.
Nell’articolo infine vengono investigati la fattibilità e i possibili vantaggi derivanti da tecniche
di beamforming.
2. NOMENCLATURA
Fs  frequenza di campionamento [Hz]
v  velocità nave [m/s]
  angolo orizzontale tra la nave e la stringa idrofonica
1, 2,3  angolo verticale tra la nave e gli idrofoni
dcpa  distanza orizzontale tra la nave e la stringa idrofonica al puntodi minima distanza (CPA)
DWL  2  dcpa  tan30
DWP 
DWL
 intervallo temporale (Tstart , Tend )
v
3. SISTEMA DI MISURA
Il sistema di misura acustica subacquea, progettato per condurre le prove di rumore irradiato
in mare dalle navi, è un sistema multicanale a spaziatura e lunghezza variabili, in grado, se
richiesto, di effettuare rilievi in accordo con [5].
Il sistema, calato e recuperato da una barca di appoggio, è composto da:
 3 idrofoni digitali omni-direzionali che hanno frequenza massima di campionamento
pari a 192 kHz, ciascuno dotato di un sensore di profondità per conoscerne la
posizione verticale, e di un calibratore elettronico;
 1 cavo subacqueo portante, con lunghezza massima di 335 m, diviso in 3 sezioni e
provvisto di 6 punti di connessione per gli idrofoni;
 1 ricevitore ed elaboratore dei segnali che include un netbook per impostare i
parametri e registrare i dati;
 2 dispositivi GPS da posizionare rispettivamente sulla barca di appoggio su cui è
posizionato il ricevitore e sulla nave ‘bersaglio’ oggetto della misura.
Lo schema del sistema è riportato in Figura 1.
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Figura 1: Schema del sistema
Le sezioni di cavo sono collegate tra loro mediante cable grip. In ogni configurazione (v. sotto)
il cable grip terminale consente di collegare un peso (massimo di 5 kg) per agevolare il
corretto posizionamento verticale in acqua. Ogni singolo idrofono viene fissato al cavo tramite
un’apposita clamp.
Lo standard di misura descritto in [5] impone il posizionamento degli idrofoni a tre diverse
profondità (e varie spaziature reciproche) in funzione della lunghezza della nave da misurare.
Prima di calare l’array in mare, si può decidere quale combinazione scegliere tra quelle
riportate in Tabella 1 e dove connettere gli idrofoni lungo il cavo (v. Tabella 2). Le
configurazioni descritte, in particolare quella per navi fino a 320 m, possono essere ottenute
con sufficiente accuratezza calando o recuperando il cavo in acqua.
Tabella 1: Sezioni dell’array
Sezioni dell’array
Sezione I
Sezione II
Sezione III
Lunghezza e numero delle
connessioni
120 m, con 3 punti di
connessione
100 m, con 2 punti di
connessione
135 m, con 1 punto di
connessione
Adatti per la misura di
I: navi con lunghezza fino a 100 m
I+II: navi con lunghezza fino a 100 m
I+II+III: navi con lunghezza fino a 200
m
Tabella 2: Geometria dei punti di connessione
Lunghezza navi
Fino a 100 m
Fino a 200 m
Fino a 300 m
Profondità idrofoni
27 m; 58 m; 100 m
54 m; 116 m; 200 m
86 m; 185 m; 320 m
Due dispositivi GPS sono installati uno a bordo della barca di appoggio da cui viene calata la
stringa di idrofoni e l’altro a bordo della nave in prova in modo da poter individuare l’esatta
posizione relativa dei mezzi durante i test e determinare le rispettive distanze nave-idrofoni
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(è infatti noto che i livelli acustici irradiati si attenuano in ragione della distanza – v. sezione
5.2).
Gli idrofoni utilizzati sono sensori piezoelettrici omni-direzionali con le caratteristiche
principali presentate in Tabella 3.
Tabella 3: Caratteristiche degli idrofoni
Parametri
Sensibilità (dB re 1V/µPa a 10 kHz)
Range di frequenza ineare
Direttività – Piano orizzontale
Direttività – Piano verticale
Valori
-200 (± 1)
5 Hz – 90 kHz
Omni (± 1.5 dB) @ 10 kHz
240 (± 2 dB) @ 10 kHz
La curva di sensibilità in funzione della frequenza è presentata in Figura 2 ed è stata ricavata
tramite misure di calibrazione effettuate in vasca.
Figura 2: Curva della sensibilità dei sensori
Ogni idrofono acquisisce il segnale simultaneamente su due canali con guadagni differenti
regolabili via software. Questa caratteristica permette di adattare il sistema di ricezione a
diverse condizioni di mare e di sorgente, grazie all’ampliamento del fondo scala di
acquisizione.
Ogni idrofono è dotato di un sensore di profondità con le seguenti caratteristiche:
 Full scale: 50 bar
 Precisione: 1% del full scale
Attraverso i sensori di profondit{ è possibile verificare l’allineamento verticale degli idrofoni,
e quantificare eventuali disallineamenti.
4. PROCEDURA
Secondo lo standard di misura descritto in [5], che prenderemo a riferimento, la nave
bersaglio effettua corse di prova rettilinee (destra e sinistra, varie condizioni operative) al
traverso dell’array tra l’inizio e la fine della finestra di misura, definiti rispettivamente COMEX
(Commence Exercise) e FINEX (Finish Exercise) per raggiungere il punto di minima distanza
(CPA – Closest Point of Approach).
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Figura 3: Schema di misura come riportato in [5]
Per caratterizzare il rumore irradiato dalla nave è sufficiente considerare la finestra
temporale DWP necessaria a percorrere la DWL. Ai fini di caratterizzare in modo completo la
direttività della sorgente nel piano orizzontale, invece, è importante che la durata della
finestra temporale entro cui si effettua la misura sia sufficientemente lunga in modo da
includere un ampio range di variazione dell’angolo formato tra la linea boa-nave e la rotta
della nave.
Ad esempio, per una nave bersaglio lunga 100 m che naviga a 10 nodi, la dcpa è di 100 m e gli
angoli +30° e -30° corrispondono ad una DWL di 115,5 m. Per percorrere DWL occorrono 22,5
secondi. Invece, per caratterizzare la direttività nel piano orizzontale della stessa nave
bersaglio bisogna prendere in considerazione una finestra temporale più ampia, pari a 107
secondi.
5. ANALISI DEI SEGNALI
È stato messo a punto un pacchetto software in ambiente Matlab® per l’elaborazione dei
segnali acquisiti sia ai fini di rispondere ai requisiti delle procedure previste dalle normative
che anche per fornire informazioni complementari sulla misura effettuata.
5.1. Parametri nave
I dati che il software di analisi ed elaborazione utilizza sono i segnali GPS (stringhe NMEA) del
barca di appoggio e della nave bersaglio, e i segnali dei tre idrofoni e dei sensori di profondità.
Due parametri fondamentali per verificare il corretto andamento della prova sono la rotta e la
velocità della nave, e vengono ricavati dai segnali GPS. Un esempio di segnali di questo genere,
che possono essere assunti stabili, viene riportato in Figura 4.
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Figura 4: Rotta e velocità della nave
Altre quantità che vengono derivate dai segnali GPS sono l’angolo verticale tra la nave
bersaglio e gli idrofoni, l’angolo orizzontale relativo e la distanza tra la nave bersaglio e la
stringa idrofonica. Un esempio di queste tre grandezze viene riportato in Figura 5.
60
200
800
Horizontal relative angle  [°]
Horizontal distance [m]
Hydrophone 1
Hydrophone 2
Hydrophone 3
50
150
600
100
400
50
200
Vertical angle  [°]
40
30
20
10
0
0
50
100
150
200
250
300
0
0
50
100
150
200
250
0
300
Time [s]
Time [s]
Figura 5: Angolo verticale, angolo orizzontale e distanza orizzontale nave-idrofoni
5.2. Calcolo degli spettri
Il segnale temporale acquisito dagli idrofoni e salvato sul netbook di acquisizione in volts
viene prima trasformato in unità di pressione utilizzando il guadagno del canale e la curva di
sensibilit{ dell’idrofono. A questo punto, dal segnale temporale completo rimane
opportunamente estratto un segmento di segnale, la cui durata è pari all’intervallo
corrispondente ad un angolo orizzontale prefissato attorno al punto di minima distanza; se
l’analisi viene condotta secondo [5], l’angolo è tra -30° and +30°. L’intervallo di tempo
risultante dipende dalla velocità della nave e dalla distanza orizzontale tra la nave e la stringa
idrofonica.
Il segmento di segnale all’interno della finestra scelta viene diviso in intervalli t tipicamente
pari ad 1 secondo. Questa durata implica ottenere, nella trasformazione nel dominio della
frequenza, spettri con risoluzione 1 Hz. Dopo aver applicato ad ogni intervallo di 1 s la finestra
di Hanning, viene calcolata la densità spettrale di potenza per ciascun campione da 1 secondo.
Infine, la densità spettrale di potenza dell’intero segnale è ottenuta mediando le densit{
spettrali di potenza dei singoli campioni di 1 s. Tipicamente si producono sia spettri con
risoluzione 1 Hz che spettri in terzi di banda d’ottava.
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I livelli che si ottengono sono i livelli ricevuti agli idrofoni, e vengono poi convenzionalmente
corretti per tener conto delle perdite per propagazione ed ottenere il cosiddetto livello di
sorgente, ossia ad una distanza di riferimento pari ad 1 metro dalla sorgente.
5.3. Calcolo della Transmission Loss
I principali standard indicano l’utilizzo della legge di propagazione sferica per riportarsi al
livello sorgente indipendentemente dalla frequenza di interesse.
Tra gli scopi del software sviluppato c’è anche il calcolo e l’applicazione della Transmission
Loss (TL) effettiva, nel caso sia previsto. Per far ciò si utilizza un algoritmo di calcolo basato
sulla ‘wave-number integration” [7] per le frequenze inferiori a 1 kHz e un ‘ray tracing’ [8] per
le frequenze superiori a 1 kHz.
Per quanto riguarda i parametri ambientali da utilizzare, il profilo di celerità può essere
calcolato conoscendo (o misurando) le caratteristiche dell’acqua di mare. Per quanto riguarda
i parametri caratteristici del fondale, si utilizza il modello riportato in [9] per derivare lo
spessore dei sedimenti, mentre per la composizione dei sedimenti si può sfruttare il database
Deck41 [10].
Un esempio di risultati ottenibili è mostrato in Figura 6. A sinistra la TL viene rappresentata in
scala di colori ed è riportata in funzione della distanza orizzontale (‘Range’) e della profondit{
(‘Depth’) dalla sorgente.
Per una configurazione specifica dell’array, si possono calcolare curve del tipo riportato nel
grafico sulla destra; in questo modo i livelli ricevuti possono essere corretti per ottenere i
livelli sorgente.
-20
Hydrophone 1
Hydrophone 2
Hydrophone 3
-30
Transmission Losses [dB]
-40
-50
-60
-70
-80
-90
-100
1
10
10
2
10
3
10
4
10
5
Frequency [Hz]
Figura 6: Calcolo della TL nella colonna d’acqua per 1 kHz (sinistra); TL per diverse frequenze
per ciascun idrofono per una configurazione specifica (destra)
5.4. Direttività
Per calcolare la direttività orizzontale della nave si sfrutta il fatto che l’angolo relativo tra la
nave e la stringa idrofonica varia durante la singola misura. Se la finestra di misura è
sufficientemente lunga (più lunga rispetto alla finestra temporale prescritta ad esempio da
[5]), questo angolo copre un ampio range di valori.
Per calcolare la direttività è necessario iterare la procedura descritta al paragrafo 5.2 per
ottenere i livelli per ogni secondo (intervallo scelto ad esempio in questo caso perché i valori
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GPS sono acquisiti ogni secondo). Si ottiene quindi un livello di rumore ad ogni secondo e ad
ogni angolo corrispondente tra la nave e la stringa idrofonica.
Un esempio di questo calcolo è riportato nei diagrammi polari di Figura 7. Nella figura di
sinistra, l’angolo 0° indica la prua, 180° la poppa. Nella figura di destra, 90° è l’angolo
direttamente sotto la chiglia, mentre 0° e 180° sono gli angoli che corrispondono al
galleggiamento. Trattandosi di una stringa idrofonica verticale, con una procedura come
quella adottata, è chiaro che risulta impossibile ottenere livelli sia a 0° che a 180°.
0
330
30
300
60
90
270
240
140 190
90
7.8125
31.25
125
500
2000
8000
32000
270
240
7.8125
31.25
125
500
2000
8000
32000
300
210
330
0
180
50
240
120
210
150
150
30
100
150
120
180
60
90
Figura 7: Direttività orizzontale (sinistra) e verticale (destra)
5.5. Fattibilità e vantaggi che derivano da un beamforming
Tecniche di beamforming , ovvero di filtraggio spaziale del segnale, possono essere utilizzate
per migliore il rapporto segnale rumore sfruttando l’array verticale composto da più idrofoni.
Con tali tecniche è possibile filtrare spazialmente il segnale selezionando una direzione
principale nelle tre dimensioni, nella quale massimizzare il guadagno dell’array.
Nel caso delle misure di rumore irradiato in acqua da unità navali la direzione in cui puntare è
determinata dalla posizione istantanea della nave durante le prove, che è individuata da due
angoli, uno verticale e uno orizzontale.
In Figura 8 è riportata la direttività (ossia il guadagno direzionale) calcolata ottenibile con 3
idrofoni alle varie frequenze, per due diverse tecniche di beamforming: delay&sum and
filter&sum.
5.5
5
Directivity [dB]
4.5
4
3.5
3
2.5
2
10
filter-and-sum beamforming robust with optimum weights
delay-and-sum beamforming with uniform weights
15
20
25
30
Frequency [Hz]
35
40
45
50
Figura 8: Direttività orizzontale (sinistra) e verticale (destra)
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6. CONCLUSIONI
Il sistema per la misura del rumore subacqueo irradiato dalle navi presentato soddisfa le
richieste di procedure e metodologie del tipo dello standard ANSI/ASA [5] per la misura dei
livelli.
Inoltre il software sviluppato in Matlab® per analizzare ed elaborare i dati acquisiti è in grado
di fornire informazioni aggiuntive sulla nave oggetto della misura. In particolare, le quantità
riguardanti la traiettoria della nave, la rotta e la velocità sono fondamentali per verificare la
qualità della prova e la sua rispondenza ai requisiti normativi.
Informazioni aggiuntive riguardanti specificamente l’emissione di rumore, come ad esempio
la direttività orizzontale e verticale, forniscono un quadro maggiormente dettagliato delle
caratteristiche delle sorgenti acustiche, ed offrono la possibilità di individuare la posizione
delle fonti di rumore a bordo.
Inoltre l’utilizzo di più idrofoni combinato con tecniche di beamforming offre la possibilit{ di
incrementare, già con 3 sensori, il rapporto segnale-rumore e conseguentemente definire in
modo più completo le caratteristiche di irradiamento della nave.
BIBLIOGRAFIA
[1] M. Simmonds, S. Dolman, L. Weilgart, “Oceans of Noise”, a Whale and Dolphin Conservation
Society report, 2004.
[2] C.A.F. De Jong, “Characterization of ships as sources of underwater noise”, in Procs.
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[3] http://ec.europa.eu/environment/marine/eu-coast-and-marine-policy/marine-strategyframework-directive/index_en.htm.
[4] A.J. Van der Graaf, M.A. Ainslie, M. André, K. Brensing, J. Dalen, R.P.A. Dekeling, S.
Robinson, M.L. Tasker, F. Thomsen, S. Werner, “European Marine Strategy Framework
Directive - Good Environmental Status (MSFD GES): Report of the Technical Subgroup on
Underwater noise and other forms of energy”, 2012.
[5] “ANSI/ASA S12.64-2009/Part 1, Quantities and Procedures for Description and
Measurement of Underwater Sound from Ships – Part 1: General Requirements”,
American National Standard, 2009.
[6] “ISO/PAS 17208-1:2012, Acoustics – Quantities and procedures for description and
measurement of underwater sound from ships – Part 1: General requirements for
measurements in deep water”, 2012.
[7] M.B. Porter, “The time-marched fast-field program (ffp) for modeling acoustic pulse
propagation”, The Journal of the Acoustical Society of America, 87(5), pagg. 2013–2023,
1990.
[8] M.B. Porter and H. P. Bucker, “Gaussian beam tracing for computing ocean acoustic fields”,
The Journal of the Acoustical Society of America, 82(4), pagg. 1349–1359, 1987.
[9] D.L. Divins, “Total Sediment Thickness of the World's Oceans & Marginal Seas”, NOAA
National Geophysical Data Center, Boulder, CO, 2003.
[10] www.ngdc.noaa.gov/mgg/geology/deck41.html.
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16. Applicazioni di nuove tecnologie scientifiche alla
nautica da diporto: spedizione Pigafetta 500
A. Bergamasco, M. Pansera, E. Tamiro, F. Decembrini, F. Azzaro, E. Crisafi
Istituto per l’Ambiente Marino Costiero CNR
Sommario
A bordo dello sloop a vela di 22 m denominato “Adriatica” partito nel settembre 2013 da
Venezia per la circumnavigazione del globo terrestre, il CNR-IAMC Messina ha imbarcato
un’unit{ rilocabile per il monitoraggio costiero in grado di acquisire dati oceanografici e
trasmetterli a terra in modo completamente automatico. La sperimentazione delle tecnologie
sviluppate per questo progetto costituiscono il primo abbinamento tra attività nautiche
diportistiche e acquisizione e raccolta dati di valenza scientifica.
1. INTRODUZIONE
Il 7 settembre 2013 dall’Arsenale di Venezia è partito il viaggio di Adriatica, uno sloop a vela
di 22m che dopo quasi mezzo millennio ripercorrerà la rotta di Ferdinando Magellano
durante la prima circumnavigazione della Terra. Il progetto è stato denominato “Pigafetta
500” (http://pigafetta500.org) in onore appunto di Antonio Pigafetta, discendente di una
nobile famiglia vicentina, il quale prese parte alla spedizione guidata dalla Trinidad
dell’Ammiraglio Magellano che, salpata da San Lucar de Barrameda, presso Siviglia, il 20
settembre 1519, effettuò la prima circumnavigazione del globo terrestre.
Il viaggio di Adriatica è anche occasione per l’effettuazione di rilevazioni scientifiche, in
particolare per la raccolta in continuo di salinità e temperatura superficiali dei mari del
pianeta. A bordo di Adriatica il CNR-IAMC Messina che partecipa al progetto con CNR-ISMAR
Venezia, per conto del Dipartimento Terra & Ambiente del CNR, ha installato infatti una unità
rilocabile di monitoraggio appositamente assemblata e configurata per acquisire dati
chimico‐fisici in automatico nell’arco di tutta la spedizione.
La presente nota tecnica ha l’obiettivo di descrivere le caratteristiche principali del sistema di
acquisizione installato a bordo e del software sviluppato e di presentare sinteticamente i
primi esempi dei dati raccolti durante il tratto iniziale del viaggio, che costituiscono il test in
mare del sistema sviluppato e rappresentano pertanto la base di informazioni necessarie per
valutarne operatività e affidabilità.
2. IL SISTEMA DI ACQUISIZIONE
L’Unità rilocabile di monitoraggio costiero, installata a bordo di Adriatica dal CNR‐IAMC
Messina nell’ambito delle attivit{ del Progetto RITMARE (SP3_WP4_AZ6 UO02 “Allestimento e
sperimentazione unità rilocabile per monitoraggio costiero”), utilizza un’evoluzione di
SAM‐BA, un’architettura hardware/software e una struttura dati relazionale specificamente
progettati a partire dal 2003 per la gestione e l’elaborazione di dati meteo‐oceanografici e
ambientali raccolti da piattaforme automatiche e campagne di misura ([1], [2], [3], [4], [7],
[8]). Nella sua versione corrente, l’hardware comprende (Fig. 1) un PC industriale dotato di 6
porte seriali connesse agli strumenti di misura, che possono essere direttamente sensori (es.
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un sensore di temperatura) o strumenti più complessi (quali ad es. una sonda
multiparametrica o un correntometro).L’espandibilità hardware è immediata e trasparente
per l’utente finale grazie alla suddivisione dei compiti tra le diverse unit{ dedicate che
possono essere anche geograficamente distribuite, ciascuna con un task specifico
(acquisizione dai sensori – a bordo; storage/query sul database, presentazione web).
Fig. 1 – Il sistema di acquisizione
Il software è stato sviluppato dal CNR‐IAMC Messina su una piattaforma LINUX open‐source
[5, 6]. La gestione di sensori/strumenti è assicurata da una struttura a plug‐ins
completamente modulare. Il software comunica con un database PostGresSQL per
l’archiviazione dei dati. La frequenza di acquisizione e di storage a bordo è programmabile in
base alle differenti caratteristiche dei sensori e un backup dei dati locali è mantenuto allineato
su di un database remoto usando una connessione ssh. Il sistema di acquisizione e storage a
bordo è al momento in grado di gestire la seguente strumentazione (uno o più unità, a una o
più profondità),
a) Centralina meteo Davis Vantage Pro2, che monta sensori per la misura di Temperatura,
Umidità, Pressione atmosferica, Intensità e Direzione del vento, Pioggia, Radiazione solare;
b) Sonda multiparametrica di classe oceanografica (SeaBird SBE-16plus V2) provvista di
sensori di temperatura, conducibilità e pressione, con sensore ottico di ossigeno (SBE 63)
specificamente studiato per long-term deployments;
c) Sensore SBE39 per la misura della temperatura
d) Fluorimetro SCUFA per la misura della clorofilla
e) Fluorimetro combinato di ultima generazione (WetLabs, Mod. EcoTriplet), in grado di
misurare fluorescenza e scattering in modo combinato per acquisire misure di clorofilla,
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CDOM e particellato
f) ADCP, correntometro NortekAquadopp, per la misura di profili verticali 3D della velocità
della corrente
che costituisce la configurazione di riferimento per le esigenze scientifiche dei principali
progetti di ricerca nazionali e internazionali ed è congruente con gli altri siti osservativi della
rete CNR, attualmente in fase di messa a punto nell’ambito del Progetto RITMARE
(Sottoprogetto 5, WP3; http://www.ritmare.it).
Oltre all’unit{ centrale nel gavone di poppa (Fig. 2a), l’allestimento strumentale installato a
bordo di Adriatica per Pigafetta 500 prevede al momento un sensore SBE39 montato a scafo
per la misura della temperatura a circa -2m (Fig. 2b) e un GPS Evermore SA‐320 per
l’acquisizione dei dati di navigazione. La trasmissione dei dati a terra è assicurata dal PC di
bordo tramite un router 3G Teltonika RUT500 che si autoaggancia alla rete GSM
dell’operatore telefonico nel sito di approdo appena l’imbarcazione giunge in prossimità della
costa.
Fig. 2 – (a) L’hardware imbarcato nel gavone di poppa di Adriatica; (b) il sensore SBE39 a
scafo.
2.1 Il database SAM-BA
La gestione dei dati è realizzata da una evoluzione del database SAM-BA, adattato e
ulteriormente sviluppato a partire dalla sua versione iniziale del 2004 [5].
Nell’ambito del programma Cluster 10 svolto dal CNR Messina per conto del MIUR, il progetto
SAM affrontò il problema del monitoraggio costiero. La gestione di dati provenienti da fonti
molto diverse fu approcciata sviluppando una struttura relazionale (SAM-BA) in grado di
archiviare (1) dati meteorologici e di qualit{ dell’acqua, trasmessi via SMS da una rete di
piattaforme costiere automatiche, (2) dati provenienti da analisi di laboratorio su campioni di
acqua, sedimento e biota raccolti durante campagne interdisciplinari di misura in mare, (3)
dati raccolti da sistemi di acquisizione automatica in navigazione, (4) Profili verticali CTD o
sonde/sensori multiparametrici.
Inoltre funzionalità di estrazione e visualizzazione on-line di dati selezionati via browser web
sono state sviluppate per dare all’utente maggiori possibilit{ di esplorazione e valutazione dei
dati.
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SAM-BA è stato sviluppato in linguaggio standard ANSISQL, cosicché il database può essere
portato su una differente piattaforma RDBMS purché ANSISQL-compliant. Ciò assicura agli
sviluppatori la possibilità di facile migrazione di SAM-BA verso architetture
hardware/software maggiormente performanti senza dover riscrivere il codice di interfaccia
verso il database. La struttura di SAM-BA è modulare (Fig. 3).L’informazione fondamentale (il
valore misurato) è al centro della struttura e al suo intorno esistono un insieme di
informazioni ancillari che specificano ulteriori aspetti importanti per tenere traccia del ciclo
di vita della misura e collegarla con altri valori nel database. Pur mantenendo un’area comune
in cui i valori sono archiviati e correlati (la tabella “valori”), in questo modo è possibile
associare a ciascun record informazioni di supporto che possono variare in relazione alla
“natura” del record stesso (es. un record proveniente da una piattaforma automatica o una
misura prodotta in laboratorio).
Fig. 3 Il database SAM-BA
L’interrogazione del database è stata implementata come interfaccia web sul protocollo
HTTPS; il linguaggio usato è il PHP accoppiato con un webserver APACHE. Oltre alla
riconosciuta affidabilità di entrambi questi software, un ulteriore vantaggio è la loro ampia
disponibilità per piattaforme hardware/software diverse. L’uso del protocollo HTTPS, con
uno scambio bilaterale di certificati, rende possibile la codifica delle informazioni scambiate e
il tracciamento degli accessi.
Un sito web per la pubblicazione in tempo quasi reale dei dati raccolti è stato sviluppato ed è
attualmente disponibile per alcune delle installazioni operative o di prossima operatività. Nel
caso del progetto Pigafetta500 il sito (http://150.145.67.4/pigafetta/dati.php) rende
disponibili tabelle di dati grezzi e logging files orari relativi alle informazioni di navigazione
(posizione, rotta, velocità).
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3. IL PASSAGGIO NELLO STRETTO DI MESSINA
Proveniente dal Mare Ionio e diretta a Palermo per una sosta tecnica,Adriatica è transitata
nello Stretto di Messina fra le 00:00 e 14:00 del 19 settembre 2013(Fig. 4), per effettuare
un’attivit{ di intercalibrazione fra gli strumenti di bordo e quelli installati sulla Piattaforma
Kobold antistante l’abitato di Ganzirri dove il CNR‐IAMC Messina, in collaborazione con la
Fondazione Horcynus Orca sta avviando il monitoraggio in continuo dei parametri chimico
fisici dell'acqua nell'ambito del progetto RITMARE – Sottoprogetto 5 “Sistemi Osservativi”.
Fig. 4 – 19 Set 2013: Transito di Adriatica nello Stretto di Messina. Sono indicati l’area della
sella fra Ganzirri e P.ta Pezzo e la posizione della Piattaforma Kobold .
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Fig. 5 – 19 Set 2013: Intercalibrazione nello Stretto di Messina durante in transito di Adriatica.
Le misure raccolte in corrispondenza della sella sono evidenziate dal cerchio verde.
I dati raccolti dai due sistemi sono comparati in Fig.5. Come si rileva dagli andamenti
rappresentati, le acque superficiali dello Stretto sono più fredde sia di quelle Ioniche (>26 °C
all’imboccatura meridionale) che di quelle Tirreniche. Durante tutta la permanenza di
Adriatica nello Stretto le temperature non superano i 25 °C e in particolare al passaggio in
prossimità della sella Ganzirri-P.ta Pezzo fra le 04:00 e le 05:00 del 19 set 2013 sono inferiori
a 20 °C per la presenza dei fenomeni di upwelling di acque Ioniche. I dati raccolti da Adriatica
sono in ottimo accordo con quelli raccolti dalla Piattaforma Kobold (evidenziati in rosso)
4. LA PRIMA PARTE DEL VIAGGIO
Dopo il transito nello Stretto di Messina, il viaggio di Adriatica è proseguito per Gibilterra (27
settembre), Isole Canarie (1 ottobre), Isole di Capo Verde, Recife e Rio de Janeiro (Brasile, 6
novembre e 25 novembre rispettivamente), Buenos Aires(Argentina, 9 dicembre) dove ha
trascorso Natale e Capodanno. Attualmente(giugno 2014) Adriatica è in sosta in Uruguay
(nelle vicinanze di Montevideo), dove sta attendendo dall’inizio di febbraio 2014l’arrivo della
buona stagione nell’emisfero australe per poter proseguire verso Sud in direzione dello
Stretto di Magellano e doppiare Capo Horn (Fig. 6).
Una prima restituzione dei dati di temperatura superficiale raccolti da Adriatica fra Palermo e
Santa Cruz de Tenerife (Isole Canarie) è riportata a titolo di esempio in Fig. 7.
La spedizione si concluderà a Venezia nel corso del 2016, dopo oltre 35mila miglia di
navigazione.
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Fig. 6 – La prima parte del viaggio di Adriatica (set 2013 – feb 2014).
In rosso il tratto Sicilia-Tenerife (cfr. Fig.7)
Sicilia (Pa)M. di Alboran Gibilterra
Casablanca
Tenerife
Fig. 7 – Pigafetta 500: Traversata Sicilia - Tenerife
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5. VALUTAZIONE CRITICA DEL SISTEMA
Il sistema di monitoraggio automatico di dati ambientali impiegato per la spedizione
Piagafetta500 ha pienamente risposto alle specifiche esigenze di utilizzo mostrando elevate
caratteristiche di autonomia ed affidabilit{. L’obiettivo scientifico della campagna di misure
era infatti costituito fondamentalmente dalla verifica della possibilità di impiego di
strumentazione automatica a tecnologia avanzata per l’acquisizione e trasmissione in tempo
reale di dati ambientali (in questo caso specifico temperatura superficiale dell’acqua di mare,
ma estendibile ad altri parametri chimico fisici e meteorologici) su mezzi nautici utilizzati per
attività diportistiche.
Il sistema progettato ha consentito le misure programmate nonostante l’assenza a bordo di
unità di personale tecnico con competenze specifiche e, quindi, senza alcuna necessità di
intervento manuale di gestione e/o manutenzione. I dati sono stati acquisiti durante l’intera
rotta intercontinentale e trasmessi alla banca dati con la frequenza programmata nei tratti
percorsi coperti dalla rete di telefonia cellulare utilizzata. Il sistema ha consentito
l’interruzione della trasmissione in assenza di copertura di rete ed il ripristino automatico
della funzionalità di invio in presenza della nuova copertura di rete.
I risultati della ricerca consentono di prevedere agevolmente la possibilità di estendere
l’impiego di strumentazione per il rilevamento automatico di parametri ambientali su svariati
mezzi nautici da diporto o ad uso crocieristico e commerciale per contribuire, con modesto
impiego di risorse finanziarie, alla caratterizzazione delle caratteristiche ambientali
dell’ecosistema marino.
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BIBLIOGRAFIA
[1] A. Bergamasco E.Crisafi F. Decembrini (2002), “A new e-tool to exploit data from an
integrated monitoring approach for applied research and management purposes in coastal
area: the SAM project esperience in Sicily (Italy)”, Atti del Convegno “Una rete di progetti
per lo sviluppo delle Scienza e del Mare nel Mezzogiorno d'Italia: primi risultati del piano
ambiente marino”, Bari, 26 novembre 2002.
[2] Zappal{ G., Azzaro F., Bergamasco A., Caruso G., Decembrini F., Crisafi E. (2002), “A new
monitoring network for the integrated knowledge of marine coastal environment”,
Geophysical research abstracts Editor: Copernicus GmbH - Katlenburg-Lindau
[3] Zappalà G., Caruso G., Azzaro F., Crisafi E. (2003),“Integrated environment monitoring
from coastal platforms”. Proc. of the Sixth International Conference on the Mediterranean
Coastal Environment, ed Ozhan E., MEDCOAST 03, Middle east Techical University:
Ankara, 3: 2007-2018.
[4] F. Azzaro, G. Zappalà, E. Crisafi (2011), “Luigi Sanzo: A fifteen meters fully equipped boat
for coastal monitoring”. MARINE RESEARCH AT CNR- Technologies Volume DTA/06. pp
2409-2414 ISSN 2239-5172
[5] E. Tamiro, C. Gitto, A. Bergamasco (2004), “A dynamic web portal for Integrated Coastal
Monitoring”,Ocean BiodiversityInformatics, Hamburg: 29 November to 1 December 2004.
[6] A. Bergamasco, E. Crisafi, F. Decembrini, E. Messina, E. Tamiro, G. Giunta (2011) “A site for
the observation of a highly-energeticcoastal marine system: the Straits of Messina”,
MARINE RESEARCH AT CNR- Technologies Volume DTA/06. pp 2187-2202 ISSN 22395172
[7] Crisafi E., Azzaro F., Zappal{ G., Magazzù G. (1994), “Integrated automatic systems for
oceanographic research: some applications”. Proceedings "Oceans 94", Brest-France 1:
455-460.
[8] F. Azzaro, F. Decembrini, F. Raffa, and E. Crisafi (2007) – Seasonal variability of
phytoplankton fluorescence in relation to the Straits of Messina (Sicily) tidal upwelling. Ocean
Science, 3, 451460.
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17. A thermodynamic Four stroke Diesel engine model for
pleasure craft application
M. Laviola, M. Martelli
University of Genoa
Abstract
The increasing request for high performance yacht induces the designers to analyze the ship
dynamics behavior in the early design phase. The global ship performance is affected by
several factors (i.e.: displacement, hull typology and resistance, propulsion plant
characteristics). In particular, as regards the propulsion plant, the performance prediction of
the main engine during design and off-design conditions becomes a crucial task. In this paper,
the functioning of a four stroke marine diesel engine is simulated through a methodology that
refers to a single zone thermodynamic model. The diesel engine model is a part of a more
complex simulation platform able to represents also the propulsion control logics, the shaft
lines dynamics, the propulsors performance and the vessel surge motion. At the end of the
paper, a detailed analysis of an accelerating maneuver is presented: the case study is an 85 m
long mega yacht equipped with two fixed propellers driven by two high-speed four-stroke
engines.
1. INTRODUCTION
The study of dynamics behavior of the physical systems has become a must in the engineering
field from several years. In the maritime sector, this opportunity is represented by the chance
of providing to the designer a simulation tool able to assist him in the preliminary ship design.
The use of simulation techniques allows to obtain time dependent information about the more
interesting variables that represent the ship system. Moreover, this fundamental feature gives
the possibility to investigate several possible critical situation or peculiarity of the system .
The paper describes a computational model able to simulate the overall propulsion plant
functioning of a mega yacht. This opportunity can provide crucial information to the designer
about the behavior of the ship in the transient working condition or steady state. Engine
simulation can be performed through several approaches. Different methodologies are
available in scientific literature; each one fits the goal with its own merits and demerits. An
analysis in this sense is reported in [0]. A very simple methodology is based on the calculation
of the engine power or torque through the engine map (if it is available) as a function of the
fuel flow rate and engine speed. The overtime evolution of the engine is simulated with a
constant time. This approach reduces the required simulation time but it does not provide
information about the main engine physical parameters. Another approach is based on the
turbocharger dynamic simulation (described by the compressor and turbine performance
maps and, for the turbocharger speed determination, with an appropriate shaft torques
balance differential equation), and on the description of the cylinder behavior through a
database that collects cylinder parameters values in several working point conditions. This
method allows reducing simulation time and it takes in account the behavior of the
turbocharger system but it does not provide a good accuracy of results. Furthermore, there
are also more accurate simulation methods able to describe the thermodynamic physics
inside the cylinder through algorithms and semi empirical correlations. Cylinder modeling
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191
takes account of combustion effects; a “single-zone” model considers the homogeneity of the
combustion physic process. Through this approach, the calculation of pressure and
temperature inside the cylinder is possible for each step of crank angle. A “two-zone” model
considers the volume cylinder subdivided in two different zones so the effects of combustion
can be calculated separately. Through this approach the temperature flame value and the
calculation of pollutant emissions (as function of gas temperature) is carried out. Simulation
time stretches but it is possible to describe in form that is more detailed the physic
phenomenon. Another method, truly detailed, provides for the subdivision in several cells of
the cylinder volume and for each one the value of thermo physical gas properties is calculated.
Simulation time becomes even greater but it is possible to reach a very good accuracy of
results. The paper describes a single zone cylinder modeling because, in authors’ opinion, this
allows to obtain reasonable accuracy of the engine dynamics inside a more complex
simulation with which it must interface (propeller, shaft, hull resistance, control device),
maintaining the simulation time lower or very similar to real time.
2. SHIP SIMULATOR
The global vessel dynamics is evaluated trough a numerical code developed in Matlab and
Simulink environment where the main propulsion components, the control system and the
ship dynamics are modeled. An overview of the developed simulator is shown in Errore.
L'origine riferimento non è stata trovata.. The effectiveness of the simulation techniques to
assess the ship performance is already proven in [0].
Fig. 2. Simulator layout.
2.1 Propeller model
The open water propeller data (evaluated through Wageningen series [0]) have been adopted for the
propeller modelling. The propeller thrust Tp and required torque Qp are determined by means of the
well-known equations:
𝑇𝑝 = 𝜌𝑠𝑤 𝐾𝑡 𝑛2 𝐷4
(1)
𝑄𝑝 = 𝜌𝑠𝑤 𝐾𝑞 𝑛2 𝐷5
(2)
where the thrust coefficient Kt and torque coefficient KQ are both depending on the propeller
advance coefficient; D is the propeller diameter, n is the propeller rotational speed and sw is the sea
water density.
2.2 Shaft model
During the simulation process, once propeller torque is calculated, it is possible to obtain the
propeller speed n by solving the following shaft dynamics equation:
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192
𝑄𝑝
𝑑𝑛
1
=
(𝑄𝐸 −
− 𝑄𝑓 )
𝑑𝑡 2𝜋 𝐽𝑝𝑜𝑙𝑎𝑟
𝜂𝑟
(3)
where Jpolar is the total inertia polar moment of the all rotational masses (engine, gearbox and
propeller plus added water mass), QE is the brake torque provided by the main engine, Qp is the
open water propeller torque, r is the rotational relative efficiency and Qf represents the frictional
losses (computed in terms of a percentage of the delivered engine torque).
2.3 Gearbox model
The gearbox is simply modelled by the gear ratio necessary for the engines operating mode, by
mechanical efficiency and inertia. Clutches are considered as Boolean variables in order to model
the several propulsive modes and the pertinent inertia values of the whole drive-train for the
calculation of the propeller shaft dynamics by means of equation (3).
2.4 Hull dynamics
Ship dynamics is evaluated in one degree of freedom taking into account only the surge
motion. Ship speed Vs is calculated by solving the differential equation representing the
surge motion of the vessel:
𝑑𝑉𝑠
1
𝑅𝑡
=
[𝑧𝑇𝑝 −
]
𝑑𝑡
( 𝑚𝑠 + 𝑚𝑎𝑑 )
(1 − 𝑡𝑝 )
(4)
where ms and mad are respectively the ship mass and added water mass, Tp is the single
propeller thrust, z is the number of the working propellers, tp is the thrust deduction factor
and Rt is total resistance of the hull, depending on Vs in accordance with Taylor methodology.
3. ENGINE MODEL
The presented engine model has been developed in Matlab-Simulink language. Engine model is
described through the interaction of several computational modules, each one characterizing a
specific behavior of a specific task. In Errore. L'origine riferimento non è stata trovata. the
overall engine model scheme is reported.
Fig. 3. Overall engine simulation model Simulink scheme
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193
The engine simulator contains the following modules:
- cylinder
- intercooler
- exhaust gas receiver
- compressor
- turbine
- turbocharger dynamics
Each sub-model includes constant parameters, algebraic and differential equations, in order to
describe the physical phenomenon represented.
3.1 Cylinder
The entire physic process occurring inside the cylinder is constituted by the phases of compression,
combustion, expansion, exhaust and intake. The thermodynamic properties of the fluid are assumed
homogeneous. In Errore. L'origine riferimento non è stata trovata. the engine cylinder model
scheme is reported.
The equation of ideal gas (eq. 5) describes the features of the evolving fluid inside the cylinder:
𝑝𝑉 = 𝑚𝑅𝑇
(5)
Where 𝑝, 𝑉, 𝑚, 𝑇 are respectively the pressure, volume, mass and temperature of the gas inside the
cylinder, and 𝑅 represents the gas constant. The first law of thermodynamics (eq. 6) describes the
whole physic process involving the gas inside the cylinder. Specific enthalpy is calculated as
function of gas temperature:
𝑑𝑄
𝑑𝑡
−
𝑑𝑊
𝑑𝑡
=
𝑑𝑚𝑖
𝑑𝑡
𝐻𝑖 −
𝑑𝑚𝑜
𝑑𝑡
𝐻𝑜 +
(6)
𝑑 𝑚𝑈
𝑑𝑡
where 𝑑𝑄 represents the variation of the global heat due to burning fuel and wall cylinder exchange
(as better specified in eq. 11), 𝑑𝑊 is the work produced, 𝑈 is the internal energy, 𝐻𝑖 and 𝐻𝑜
represent the inlet and outlet enthalpy, 𝑑𝑚𝑖 and 𝑑𝑚𝑜 are respectively the variation of intake and
exhaust mass.
Fig. 4. Engine cylinder scheme
The pressure variation inside the cylinder is calculated by integrating, for each step of crank angle,
the differential equation (eq. 7) derived from the equation of energy for a closed system (eq. 6),
combined with the law of the ideal gas (eq. 5):
𝑑𝑝
𝑑𝑡
=
𝑘 −1 𝑑𝑄
𝑉
𝑑𝑡
𝑘
𝑑𝑉
− 𝑉 𝑝 𝑑𝑡 +
𝑘−1
𝑉
(
𝑑𝑚 𝑖
𝑑𝑡
)𝐻𝑖 −
𝑘−1 𝑑𝑚 𝑜
𝑉
(
𝑑𝑡
(7)
)𝐻𝑜
where 𝑘 is the ratio of the specific heats.
The eq. 7 has been rearranged in the crank angle domain through the following equation:
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194
𝑑
𝑑𝑡
𝑑
(8)
= 𝜔 𝑑𝜃
where 𝜃 is the crank angle and 𝜔 is the angular speed. The gas temperature corresponding to any
state of pressure is calculated through eq. 5. The amount of air introduced in the cylinder (𝑚𝑎 in eq.
9) is evaluated through the following equation:
𝑚𝑎 = 𝜌 𝑉𝜂𝑉
(9)
where 𝜌 and 𝜂𝑉 are respectively the gas density and volumetric efficiency.
In eq. 6 the value of 𝑑𝑄 takes in account both the heat released in the combustion phase and the
heat exchanged with the cylinder walls (as shown in eq. 10):
𝑑𝑄 = 𝑄𝑏 𝑑𝑥𝑏 − 𝑑𝑄𝑤
(10)
The combustion heat 𝑄𝑏 is given by eq. 11.
𝑄𝑏 = 𝑚𝑓 𝐻𝑓
(11)
where 𝑚𝑓 is the amount of fuel introduced inside the cylinder and 𝐻𝑓 is fuel lower heating value.
According to the Wiebe [0] equation, the mass fraction of fuel burned x b is calculated by the
following correlation (eq. 12):
𝑥𝑏 = 1 − exp⁡
[−𝑦
𝜃 −𝜃0 𝑛+1
𝛥𝛩
(12)
]
The values of the parameters n and y have been determined by bibliographic research [0], and 𝛥𝛩
represents the whole duration of combustion, calculated by assuming an appropriate flame
propagation speed and the resulting length.
𝜃0 is the initial combustion angle evaluated taking in account of the ignition delay 𝜏𝑎 [0] through
the eq. 13.
𝜏𝑎 = 0.36 + 0.22 𝑣𝑚 exp⁡
(𝑍)
(13)
where 𝑣𝑚 is the mean piston speed and Z is given by the correlation (eq. 14):
61,884
𝑍 = [ 𝑁𝐶 +25
1000
𝑇2
− 0.582 +
6.85
]
10 𝑝 2 −12.4 0.63
(14)
𝑁𝐶 is the Cetane number while 𝑇2 and 𝑝2 are calculated by the correlation (eq. 15 and 16):
𝑇2 = 𝑇1 𝑟 0.35
(15)
𝑝2 = 𝑝1 𝑟 0.35
(16)
𝑟 is the cylinder compression ratio while 𝑇1 and 𝑝1 (temperature and pressure) refer to the thermo
physical state in the intake duct. The heat exchanged 𝑑𝑄𝑤 between gas and wall cylinder is
calculated by eq. 17:
𝑑𝑄𝑤 =
ℎ 𝐴𝑤
(𝑇 − 𝑇𝑤 ) 𝑑𝜃
𝜔
(17)
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195
where 𝐴𝑤 is the cylinder area involved in the heat exchanged with the cylinder wall and 𝑇𝑤
represents the cylinder wall temperature. The heat transfer coefficient h, as suggested by Woschni
[0], is determined using the expression (eq. 18):
ℎ = 3.26 𝐵−0.2 𝑝−0.8 𝑇 −0.53 𝑣 0.8
(18)
where 𝐵 is the cylinder bore.
The characteristic speed 𝑣 of the gas inside the cylinder was calculated in accordance with the law
of Woschni [0] as reported in eq. 19:
𝑣 = 𝑐1 𝑣𝑚 + 𝑐2
𝑉 𝑇𝑟𝑒𝑓
(𝑝 − 𝑝𝑡𝑟 )
𝑝𝑟𝑒𝑓 𝑉𝑟𝑒𝑓
(19)
where 𝑐1 and 𝑐2 are appropriate constants [0]; 𝑝𝑟𝑒𝑓 and 𝑇𝑟𝑒𝑓 and 𝑉𝑟𝑒𝑓 are reference values of
pressure, temperature and volume. The value of 𝑝𝑡𝑟 is referred to the pressure inside the cylinder
when the engine is dragged. The area 𝐴𝑤 involved in the heat exchange is determined by the
correlation (eq. 20):
𝐴𝑤 = 𝜋 𝐵 𝑥 + 𝐴𝑐𝑜
(20)
𝐴𝑐𝑜 being the head cylinder area.
x is the length swept by the piston as function of the crank angle, calculated through eq. 21:
𝑥=
𝑆
1
1
[1 + − cos 𝜃 −
2
𝜁
𝜁
(21)
1 − 𝜁 2 𝑠𝑖𝑛2 𝜃 ]
ζ representing the crank radius rod length ratio and 𝑆 is the engine stroke. During the intake phase,
the amount of air introduced into the cylinder in any working cycle is assumed entering
proportionally to the volume swept by the piston.
In the same phase, it is deemed that a part of burnt gas of the previous cycle is entrapped into the
cylinder, and this quantity of gases may be evaluated as the same part that could be contained in the
combustion chamber.
As regards the flow through the exhaust valve, this phenomenon has been modelled referring to eq.
22 for compressible gas through a flow restriction
𝑑𝑚
𝑑𝑡
𝐶 𝐴 𝑝
1
𝑝
2𝑘
𝑘−1
𝑘
𝑝
𝐷 𝑅 𝑖
= (𝑅𝑇
( 𝑜 )𝑘 {𝑘−1 [1 − ( 𝑝𝑜 )
)0.5 𝑝
𝑖
𝑖
When the flow is choked,
𝑖
𝑝𝑜
𝑝𝑖
(22)
]}0.5
2
𝑘
≤ (𝑘+1 )𝑘 −1 the appropriate equation is (eq. 23):
𝑘+1
𝑑𝑚 𝐶𝐷 𝐴𝑅 𝑝𝑖 1 2 2(𝑘−1)
2(
=
𝑘
)
𝑑𝑡
(𝑅𝑇𝑖 )0.5
𝑘+1
(23)
The values of 𝑝𝑖 and 𝑇𝑖 are the cylinder pressure and temperature; 𝑝o is the pressure in the exhaust
duct. The value of the discharging coefficient CD is assumed equal to 0.7, as proposed by
Mahmood Farzaneh-Gord [0]. The reference area AR is the valve head area. In order to work in a
crank angle domain, the above equation (which is in the time domain) has been rearranged by
means of eq. 9.
The exhaust gas temperature is calculated through the eq. 24 suggested by Ferrari [0].
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196
𝑇𝑒𝑥 = 𝑇[1 −
𝑘−1
𝑝
1−
]
𝑘
𝑝𝑒𝑥
(24)
where 𝑝𝑒𝑥 is the pressure in the exhaust duct.
The work produced by the engine is calculated for each crank angle step by mean of the correlation
(eq. 25):
𝑑𝑊 = 𝑝 𝑑𝑉
(25)
Engine torque produced by engine at every working cycle is calculated through the mean effective
pressure 𝑏. 𝑚. 𝑝. 𝑒. (eq. 26).
𝑏. 𝑚. 𝑝. 𝑒. = 𝑖. 𝑚. 𝑒. 𝑝. −𝑓. 𝑚. 𝑒. 𝑝,
(26)
𝑖. 𝑚. 𝑒. 𝑝. is the gross indicated mean pressure calculated once known the trend of pressure in the
cylinder for each working cycle.
𝑓. 𝑚. 𝑒. 𝑝. is the mean pressure loss due to friction, whose value is assessed introducing the eq. 27
suggested by Winterbone [0].
𝑓. 𝑚. 𝑒. 𝑝. = 0.061 +
𝑝𝑚𝑎𝑥
𝑛
+ 0.294
60
1000
(27)
where 𝑝𝑚𝑎𝑥 means the maximum pressure in the cylinder [bar] and 𝑛 the engine speed [rpm].
Once known the 𝑏. 𝑚. 𝑒. 𝑝. it is possible to evaluate the engine torque 𝑄𝐸 (eq. 28).
𝑄𝐸 = 𝑏. 𝑚. 𝑒. 𝑝. 𝑉
1
4𝜋
(28)
3.2 Intercooler
The intercooler module simulates the cooling action of the air at the compressor exit. The equation
that governs this action is the following (eq. 29):
𝑇𝑜 = 𝑇𝑖 − 𝐸( 𝑇𝑖 − 𝑇𝑐𝑜𝑜 )
(29)
The coefficient of thermal exchange (E) is kept constant while 𝑇𝑐𝑜𝑜 is the temperature of the
coolant fluid. 𝑇𝑜 and 𝑇𝑖 are respectively the intake and exhaust air temperature through the
intercooler.
3.3 Exhaust gas receiver
The exhaust duct module includes the differential equation (eq. 30) to calculate the pressure
variation due to the mass accumulation.
𝑑𝑝 𝑒𝑥
𝑑𝑡
=
𝑚 𝑖 −𝑚 0
𝑉𝑒𝑥
(30)
𝑅 𝑇𝑒𝑥
where 𝑉𝑒𝑥 represents the volume of the same duct. The value 𝑚𝑖 represents the amount of gas
exiting from the cylinder and 𝑚0 is the max amount of gas entering in the turbocharger turbine.
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197
3.4 Compressor
The functioning of the compressor has been modeled through a database that collects the
compression ratio and efficiency as function of the corrected volume flow rate (calculated as in eq.
31):
𝑉𝑐𝑐′ = 𝑉𝑐′
(31)
𝑇𝑟𝑒𝑓
𝑇𝑎
and the corrected rotational speed (eq. 32):
𝑛𝑐𝑐 = 𝑛 𝑇𝑐
(32)
𝑇𝑟𝑒𝑓
𝑇𝑎
𝑇𝑟𝑒𝑓 is the reference temperature and 𝑇𝑎 is the air temperature.
In Errore. L'origine riferimento non è stata trovata. the compressor map is shown.
Fig. 5 . Compressor map
3.5 Turbine
The turbine simulation block is developed in order to calculate the efficiency and the max quantity
of gas mass supported by the turbine as function of the expansion ratio (T=pi/po).
3.6 Shaft dynamics
Engine and turbocharger shaft dynamics is determined by time integration of eq. 33:
𝑑𝜔
𝑑𝑡
1
(33)
= 𝐽 𝛴 𝑄𝑇𝐶
where 𝛴 𝑄𝑇𝐶 represent the balance of the turbine and compressor torque, and J inertia of rotor.
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198
3.7 Engine model validation
Engine model simulator has been tested to reproduce the functioning of a four-stroke diesel engine
with a brake power of just over 2 MW. Errore. L'origine riferimento non è stata trovata. reports
the trend of the specific consumption provided from manufacturer at different specified load
conditions and the results of simulation. Comparing the results obtained from the simulator
calculation (at different load condition) and the ones provided by the engine manufacturer, it can be
noticed a reasonable accuracy of results.
Specific fuel oil consumption
2
Specific fuel oil [adim]
BSFC
BSFC
1.75
calc
ref
1.5
1.25
1
0.75
0.5
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
Brake Power [%]
Fig. 6. Reference and calculated results comparison
Errore. L'origine riferimento non è stata trovata. shows the trend of the specific fuel
consumption at different load condition. Unluckily the complete specific fuel test bed of the engine
is not available, but it can be assumed that there is a credible correspondence between the results of
simulation and the performance of a typical marine engine of the same size.
Engine map/Specific fuel oil consumption [adim]
100
BSFC/BSFC
MCR
90
Brake Power [%]
80
0.976
70
60
0.986
0.996
1.005
1.015
50
1.039
40
1.063
1.087
1.135
1.183
30
20
1.231
10
0
50
60
70
80
90
100
Speed [%]
Fig. 7. Engine map/Specific fuel consumption.
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199
4. RESULTS AND CONCLUSIONS
In order to validate the proposed methodology, a displacement ship, with the main characteristic
reported in Table I, has been chosen.
Table I. Case study features.
CHARACTERIST
Length [m]
Beam [m]
Draft [m]
Max Speed [kn]
Engine
Propulsor
VALUE
85.6
14.3
4.0
17
2x2456 kW
2x5 blade propeller
Hereinafter the time histories of the main variables defining the propulsion plant dynamics of
the selected test case are shown in non dimensional form. The simulated manoeuvre is an
acceleration from medium to maximum speed. Without any sea trail and based on the
previously experience, in the authors’ opinion the results well catch the dynamics of the
vessel and in particular of the propulsion plant.
Shaft
110
10
100
9
90
8
80
7
70
Speed [%]
Lever Position
Automation
11
6
5
4
60
50
3
30
2
20
1
10
0
0
60
120
180
240
300
360
0
420
Setpoint
Feedback
40
0
60
120
Time [s]
100
100
90
90
80
80
70
70
60
50
40
50
40
30
20
20
10
10
180
240
420
60
30
120
360
Propeller
110
Thrust [%]
Power [%]
Engine
60
300
Fig. 9 Shafts speed vs. Time.
110
0
240
Time [s]
Fig. 8 Step lever vs. Time
0
180
300
360
0
420
0
60
120
180
240
300
360
420
Time [s]
Time [s]
Fig. 10 Engine Power vs. Time.
Fig. 11 Propeller thrust vs. Time.
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200
Engine
110
100
100
90
90
80
80
70
70
PB [%]
Speed [%]
Ship
110
60
50
60
50
40
40
30
30
20
20
10
10
0
0
60
120
180
240
300
360
0
40
420
50
60
Time [s]
70
80
90
100
110
Speed [%]
Fig. 12 Ship speed vs. Time.
Fig. 132 Engine load diagram/Working point.
Compressor map
norm. compression ratio
1.6
1.4
1.2
1
1.03
1
0.93
0.9
0.8
0.6
0.77
0.71
0.64
0.58
0.51
0.4
0.2
0
0.2
0.4
0.6
0.8
0.84
n/nMCR
1
1.2
1.4
norm. volumetric mass flow
Fig. 13 Compressor load diagram/Working point.
Nowadays, more than in the past, marine propulsion plants are very complex systems,
requiring adequate techniques of investigation, often of inter-disciplinary nature, in order to
optimize their performance not only at design conditions but also in off-design and dynamic
conditions. From this point of view, numerical simulation can represent a valid tool for a
better understanding the phenomena related to propulsion plants working in various
situations and for finding solutions to the several problems involved.
NOMENCLATURE
A
AR
B
BSFC
CD
D
h
H
Hf
K
cylinder area [m2]
characteristic area of the valve [m2]
bore [m]
specific fuel consumption [g/kWh]
discharge coefficient [adim.]
propeller diameter [m]
thermal conductivity [W/ m2K]
specific enthalpy [J/kg]
fuel lower heating value [J/kg]
ratio of specific heats, coefficient [adim.]
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201
J
l
m
NC
Ncyl
n
p
Q
Qp
QE
Qf
r
R
Rt
S
T
Tp
t
U
vm
V
VS
V’
W
x
xb
z
inertia of rotor [kg m2]
connecting rod length [m]
mass [kg]
Cetane number [adim.]
number of cylinder [adim.]
rotational speed [s-1]
pressure [Pa]
heat [J]
propeller torque [Nm]
engine torque [Nm]
frictional loss torque [Nm]
compression ratio [adim.]
gas constant [J/kgK]
ship resistance [N]
stroke [m]
temperature [K]
Thrust [N]
time [s], coefficient
specific internal energy [J/kg]
mean piston speed [m/s]
volume, displaced volume [m3]
ship speed [m/s]
volumetric flow rate [m3/s]
work [J]
piston displacement from TDC [m]
mass fraction of fuel burned [adim.]
number of propellers
Greek symbols

efficiency [adim.]

angular velocity [rad/s]

crank angle [°]

density [kg/m3]
Subscripts
a
air, ambient,
ad
added
b
burned
c
corrected
co
head cylinder
coo
coolant
cy
cylinder
C
compressor
E
engine
ex
exhaust gas receiver
f
fuel, frictional
i
inlet
ign
ignition
MCR
maximum continuous rating
o
outlet
p
propeller
polar polar
q
torque
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202
r
ref
s
sw
t
T
TC
v
w
relative rotational
reference
ship
sea water
thrust
turbine
turbocharger
volume, volumetric
wall
REFERENCES
[1] G. Benvenuto, U. Campora, G. Carrera, P. Casoli, “A Two-Zone Diesel Engine Model for the
Simulation of Marine Propulsion Plant Transients”, MARIND 98, Second International
Conference on Marine Industry Varna, Bulgaria, September 28 – October 2, 1998.
[2] Kuiper G., “The Wageningen propeller series.”, MARIN Publication 92-001. 1992.
[3] Altosole M., Figari M., Martelli M., “Time domain simulation for marine propulsion
applications”, Proceedings of the 44th Summer Computer Simulation Conference, 2012
International Simulation Multi-Conference, Genoa, Italy, July 8-11, 2012. ISBN: 1-56555348-9.
[4] Wiebe, I., “Halbempirische Formel fur die Verbrennungs-Geschwindigkeit”, Academy of
Sciences of the USSR, Moscow, 1956.
[5] Ferrari G. 2001. Motori a combustione interna. Torino: Edizioni il capitello.
[6] Stone, R., “Introduction to Internal Combustion Engines”, Department of Engineering
Science, University of Oxford, 1999.
[7] Farzaneh-Gord, M., “The first and second law analysis of a spark ignited engine fuelled with
alternative fuels”, Archives of thermodynamics 30: 73-92, 2009.
[8] D. E. Winterbone, “Transient performance, in: The Thermodynamics and gas dynamics of
internal combustion engines”, Vol. II, Oxford University Press, Oxford, UK, 1986.
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203
18. Amplificatore di potenza ibrido compatto in banda X per
radar marittimi di nuova generazione
D. Aloisioa, A. Caddemib, E. Cardilloa
aELEmic
Laboratory
Università di Messina
bDICIEAMA,
Sommario
Il presente lavoro illustra il progetto di un amplificatore ibrido di potenza in banda X (9-10
GHz) innovativo poiché impiega un solo transistor HEMT in Nitruro di Gallio per produrre un
livello di potenza massima in uscita di 36 W con un efficienza minima superiore al 30%. Tale
amplificatore occupa complessivamente un’area inferiore a 25 x 25 mm 2 consentendo
pertanto una miniaturizzazione della strumentazione radar tradizionalmente basata
sull’impiego dei tubi di tipo magnetron. Il progetto è stato recentemente concluso e la
realizzazione del prototipo è in corso.
1. INTRODUZIONE
La progettazione di radar marittimi si è aperta a nuovi approcci tecnologici a seguito
dell'introduzione della nuova regolamentazione IMO (International Maritime Organization)
finalizzata all'adeguamento delle norme SOLAS (Safety of Life at Sea) che elevano gli standard
dei requisiti tecnici dei nuovi sistemi radar (IEC 62388) [1]. D'altro canto, la rapida
evoluzione della tecnologia a microonde e delle procedure di data processing correlate
all'analisi di segnali radar sta rendendo possibile l'adozione di dispositivi di potenza a stato
solido per la realizzazione di amplificatori di potenza SSPA (Solid State Power Amplifiers) ad
elevate prestazioni che risultano essere estremamente compatti e affidabili rispetto ai
tradizionali trasmettitori basati sull'utilizzo dei tubi a cavità (magnetron) per la generazione
degli impulsi di potenza. Inoltre si consideri che, a fronte di un costo di acquisto che è il
doppio rispetto a un sistema radar tradizionale, i radar di nuova generazione presentano un
livello di MTFB superiore a 50.000 ore (11 anni) in confronto al valore tipico di 3000 ore (6
mesi) di durata del magnetron.
Negli SSPA di nuova generazione, le specifiche in termini di rivelazione di piccoli target e
portata ad ampio raggio possono essere conseguite adottando protocolli di trasmissione con
forme d'onda multi-impulso, elaborazione dati con tecnica Doppler coerente e usando la
diversità in frequenza così da impiegare livelli ridotti di potenza emessa [2,3]. Di conseguenza,
è possibile realizzare sistemi radar competitivi e ad ingombro molto ridotto caratterizzati da
un notevole grado di flessibilità di impiego per allocazioni sia a bordo sia in stazioni di terra.
In questo lavoro, gli autori presentano i risultati preliminari della progettazione e
prototipazione di un SSPA ibrido in banda X (9-10 GHz) realizzato con un singolo stadio e un
unico dispositivo attivo, di tipo HEMT in Nitruro di Gallio, che consente di ottenere livello di
potenza massima di uscita pari a 36 W con un efficienza superiore al 40% nella semi-banda
inferiore (9-9.5 GHz) pienamente compatibile con applicazioni nel campo dei moderni sistemi
radar marittimi.
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2. MODELLIZZAZIONE DEL GAN HEMT E PERFOMANCE TEST
Il progetto del nuovo amplificatore si basa sull'utilizzo del GaN HEMT TGF2023-2-10
(processo TQGaN25 su SiC), una promettente tecnologia TriQuint per la realizzazione di
transistori GaN operanti fino a 18 GHz. L'HEMT TGF2023-2-10 presenta larghezza di gate pari
a 10 mm, parametro dimensionale che è legato direttamente al livello di potenza erogabile,
mentre la lunghezza di gate è pari a 0.25 m. Il produttore fornisce dettagli completi sul
modello circuitale della cella base del dispositivo avente larghezza di gate pari a 1.25 mm
(Unit GaN cell, UCG) [4]. Partendo da queste informazioni, il primo passo è stata la costruzione
del modello dell'intero dispositivo che include 8 UCG, 9 via holes e 9 piazzuole di accesso al
gate e al drain come visibile in Figura 1. Il modello complessivo è stato implementato e
simulato con il software AWR Microwave Office™, riscontrando un ottimo accordo con i dati
sperimentali forniti dal produttore.
In una seconda fase, sono state simulate le prestazioni non lineari per verificare il livello di
potenza saturata in uscita e l’efficienza (Power Added Efficiency, PAE) nel campo operativo di
frequenza 9-10 GHz. Anche in questo caso, le prestazioni del modello sono risultate molto
soddisfacenti (polarizzazione VDS = 28 V, IDQ = 500 mA). Infine, si è passati a identificare le
specifiche principali dell’amplificatore di seguito riportate:
- Guadagno lineare: 12 ± 0.5 dB
- Potenza saturata: 46 ± 0.5 dBm
- PAE: > 30%
- Input/Output matching: RL > 10 dB
- Dimensioni: < 25 x 25 x 1 mm (WxLxH)
Figura 1: GaN HEMT TGF2023-2-10: struttura del dispositivo
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3. PROGETTO DELL’AMPLIFICATORE
L’approccio tecnologico si è orientato verso una realizzazione in microstriscia Cu/Au su
allumina (r = 9.9) per minimizzare sia le dimensioni sia le perdite che possono presentare
criticità significative negli SSPA.
Di fondamentale importanza negli amplificatori a microonde è il controllo della stabilità che,
in questo caso, è stato condotto sulla più ampia banda possibile (0-50 GHz) per verificare che i
provvedimenti addottati nel circuito per garantirla risultassero efficaci. In secondo luogo,
sono state ottimizzate le reti di adattamento in ingresso e in uscita e le reti di polarizzazione.
La verifica delle prestazioni è stata condotta sul circuito completo, inclusi i condensatori di
filtraggio e di blocco DC. In Figura 2 si riporta l’andamento della PAE e della potenza d’uscita
in funzione della potenza d’ingresso (in scala dBm) a tre diverse frequenze (9, 9.5, 10 GHz).
PAE
50
Pout
50
PAE(PORT_1,PORT_2)[*,X]
DB(|Pcomp(PORT_2,1)|)[*,X] (dBm)
p1
p1
p2
p3
40
40
p2
p3
30
30
20
20
10
p1: Freq = 9 GHz
p1: Freq = 9 GHz
p2: Freq = 9.5 GHz
p2: Freq = 9.5 GHz
p3: Freq = 10 GHz
p3: Freq = 10 GHz
0
10
0
10
20
Power (dBm)
30
37
0
10
20
Power (dBm)
30
37
Figura 2: Andamento della PAE e della potenza d’uscita in funzione della potenza d’ingresso a
9, 9.5, 10 GHz
A conclusione della verifica delle prestazioni del circuito, è stato generato il layout
dell’amplificatore riportato in Figura 3. È stata ottenuta un’area totale di 23.6 x 21.5 mm 2
(LxW) nel pieno rispetto delle specifiche. La realizzazione del prototipo è attualmente in
corso.
Figura 3: Layout finale del SSPA
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4. SVILUPPI DI SSPA ALTERNATIVI
Sono state analizzate, progettate e simulate strutture alternative di SSPA allo scopo di
ottimizzare parametri quali costo di realizzazione (legato ai materiali e alla tecnologia),
prestazioni, occupazione d’area e affidabilit{. In relazione a quest’ultimo aspetto è stata
studiata una struttura bilanciata che impiega due dispositivi HEMT TGF2023-2-05 in grado di
produrre un livello di potenza dimezzato rispetto al TGF2023-2-10. Utilizzando dei divisori di
potenza sulla linea di ingresso e di uscita si pilotano in parallelo i due amplificatori ottenendo
prestazioni anche migliori del singolo stadio, soprattutto dal punto di vista dell’efficienza e
dell’adattamento all’ingresso. La struttura ovviamente è più complessa, ma garantisce un
funzionamento continuo del sistema radar con potenza ridotta in caso di guasto di uno dei
due dispositivi. In Fig.4 è riportato il layout del SSPA a doppio stadio.
Interessante la soluzione che ricorre ad un substrato a costante dielettrica elevata (r = 38)
per il percorso ingresso-uscita del segnale e all’allumina (r = 9) per le reti di polarizzazione,
che punta alla massima riduzione delle dimensioni compatibile con le prestazioni desiderate.
In questo caso si è riusciti a rientrare in un’area di 12.7x19.8 mm2 (LxW).
CONCLUSIONI
Nel presente lavoro si riporta il progetto di un amplificatore di potenza a stato solido
realizzato con uno stadio a singolo dispositivo GaN HEMT utilizzando una tecnologia ibrida su
allumina. Le dimensioni del circuito sono state minimizzate e le prestazioni risultano allineate
con quanto lo stato dell’arte della ricerca applicata nel campo dell’elettronica delle microonde
ha attualmente raggiunto. L’impiego ottimale di questo amplificatore è nel campo dei radar
marittimi di nuova generazione, dove le dimensioni e i consumi ridotti insieme alla flessibilità
di pilotaggio adottando protocolli di trasmissione basati su forme d'onda multi-impulso, e
tecniche avanzate di elaborazione dati, consentono di ridurre i livelli di potenza emessa
mantenendo prestazioni competitive. La realizzazione del prototipo è attualmente in corso.
Sono state anche progettate e analizzate soluzioni alternative presentate sinteticamente.
Figura 4: Layout finale del SSPA a doppio stadio
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RINGRAZIAMENTI
Le attività di ricerca di cui al presente lavoro sono state finanziate dal MIUR nell'ambito del
progetto PON01_01322 “P.O.N. Ricerca e Competitivit{” 2007-2013 per le Regioni di
Convergenza.
BIBLIOGRAFIA
[1] International Electrotechnical Commission, “Shipborne Radar”, IEC 62388 Ed. 1.0, 2007.
[2] A. Nelander, Z. Toth-Pal, "Modular system design for a new S-band marine radar",
Proceedings of the IEEE Radar Conference - Surveillance for a Safer World – 2009, Bordeaux,
France, Oct.2009, pagg. 1-5.
[3] S. Harman, “The performance of a novel three-pulse radar waveform for marine radar
systems,” Proceedings of the European Radar Conference, EuRAD2008, Amsterdam, The
Netherlands, Oct. 2008, pagg. 160-163.
[4] TriQuint Datasheet: TGF2023-2-10, Rev A 05-09-13.
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19. Trasporto navale mercantile e nuove tecnologie per
ridurre l’inquinamento: gli scrubber
F. De Lorenzo, R. Pugnetti
FINCANTIERI
Sommario
Nel presente lavoro vengono esposte le motivazioni legate soprattutto all’impiego di
carburanti sicuramente non ecologici ma economici, le metodologie di purificazione dei gas di
scarico necessarie per rientrare nei livelli di emissioni imposte dalle normative. Particolare
riguardo viene tenuto nei confronti del livello di rumore, che deve rispettare i limiti di legge o
le richieste degli armatori che intendono avere imbarcazioni sempre più performanti in
termini di comfort di bordo.
1. L’INQUINAMENTO MARINO
L’attivit{ umana ha un forte impatto sull’ambiente, in quanto sfruttando il fenomeno della
combustione, produce anche notevoli quantit{ di sostanze di scarto che impattano l’ambiente
e la salute umana.
Oggi si risconta una grande attenzione riguardo a questa problematica: in tutte le persone è
aumentata la coscienza ambientale e la ricerca di condizioni di vita migliori.
Ridurre l’inquinamento atmosferico è molto importante ai fini della salute dell’uomo:
numerosi sono gli studi epidemiologici che correlano il grado di inquinamento con l’insorgere
o l’aggravarsi soprattutto di patologie dell’apparato cardio-respiratorio.
Si sono studiate metodologie e tecniche per cercare una soluzione a queste problematiche. I
settori della produzione industriale interessati e la collettività tutta, dovranno utilizzare al
meglio le risorse energetiche che la natura ci ha messo a disposizione, evitando inutili sprechi
ed usi impropri.
Il settore dei trasporti ha un ruolo cruciale per quanto concerne il consumo energetico
mondiale ed in particolare di quello delle emissioni inquinanti.
MODALITA' DI TRASPORTO
ENERGIA IMPIEGATA (EJ)
PERCENTUALE
Veicoli leggeri (LDV)
34,2
44,5
Camion pesanti
12,48
16,2
Aerea (Air)
8,95
11,6
Navale (Water)
7,32
9,5
Camion leggeri
6,77
8,8
Bus
4,76
6,2
Due ruote
1,2
1,6
Ferrovia (Rail)
1,19
1,5
TOTALE
76,87
100
Consumo dei vari metodi di trasporto relativi all'anno 2002
( Fulton L. and Eads G.-2004)
in Exajoule =1018J
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Volendo riportare delle stime presentate nel rapporto “Transport & infrastructure” (2007)
possiamo confrontare i possibili sviluppi sia in base alla modalità di trasporto che in base alle
aree geografiche.
Modalità di trasporto
Area geografica interessata
Proiezioni dell'uso di trasporti negli anni a venire suddiviso per modalità ed area.
(Transport and its infrastructure. In Climate Change 2007)
Dai grafici si può notare un notevole incremento dell’attivit{ di trasporto con un conseguente
aumento dei consumi di energia. Ogni stato è interessato a contenere tali consumi
esaminando ogni singolo settore con appropriate modalità.
Secondo queste proiezioni entro i prossimi 40 anni il consumo energetico è destinato a
raddoppiare. Per contenere l’impatto di questo incremento sar{ necessario agire in termini di
risparmio energetico e sulla diminuzione del rilascio delle sostanze inquinanti nell’ambiente,
operando sull’ottimizzazione dei motori e l’introduzioni di sistemi di riduzione delle
emissioni.
3. TRASPORTI MARITTIMI
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210
La flotta mondiale conta indicativamente 80'000 navi (79'471) che bruciano più di 350
milioni di tonnellate di idrocarburi all'anno.
In questo report le navi vengono ragruppate
in quattro categorie:
1. Small ships da 100 GT a 499 GT
2. Medium ships da 500 GT a 24.999 GT
3. Large ships da 25.000 GT a 59.999 GT
4. Very Large ships ≥60.000 GT
Flotta mondiale (79'471)
(statistica Equasis - 2012)
Il consumo globale di combustibili per l'impiego navale viene stimato in circa 350 milioni di
tonnellate annue, differenziandolo per tipo di natante e di combustibile.
Riferendoci ai trasporti marittimi, in base alla tipologia di nave considerata il contributo
all’inquinamento è dato dai motori diesel a 4 e 2 tempi, sia propulsivi che generatori. I residui
della combustione vengono infatti scaricati direttamente in aria dai fumaioli.
L’aria pura è una miscela eterogenea composta da gas e varie particelle di forme e dimensioni
diverse.
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211
SOSTANZA
Formula Frazione
molecolare
AZOTO
N2
78,08%
OSSIGENO
O2
20,95%
ARGON
Ar
0,934%
BIOSSIDO DI CARBONIO
CO2
388ppm
NEON
Ne
18,18ppm
ELIO
He
5,24ppm
MONOSSIDO DI AZOTO
NO
5ppm
KRIPTON
Kr
1,14ppm
METANO
CH4
0,5ppm
IDROGENO
H2
0,5ppm
OSSIDO DI AZOTO
N2O
0,5ppm
XENON
Xe
0,087ppm
BIOSSIDO DI AZOTO
NO2
0,02ppm
OZONO
O3
inferiore a 0,01ppm
Composizione dell'aria secca non inquinata
Nei motori a combustione interna il fenomeno che si verifica per la trasformazione energetica
è la combustione. Questa trasformazione è una reazione chimica che effettua l'ossidazione di
un combustibile da parte di un'altra sostanza chiamata comburente e che solitamente è
l'ossigeno presente nell'aria. Tale reazione produce principalmente calore oltre che radiazioni
luminose e in generale elettromagnetiche.
Possiamo riassumere la reazione principale della combustione nei motori come reazione fra il
combustibile CnHm (idrocarburo) e l'ossigeno O 2 (aria):
In questa reazione l'idrocarburo generico CnHm si combina con l'ossigeno O2 per produrre
CO2 e vapore acqueo ma vi interviene anche l'azoto N2 che come visto è presente nell'aria in
circa il 79%. Il coefficiente di bilanciamento α risulta:
e rende conto dei rapporti molari n ed m.
In abbondanza d'aria (ossigeno) N reagisce formando ossidi di azoto (NOx) che sono residui
molto importanti quando si parla di sostanze inquinanti.
Possiamo quindi osservare che dal combustibile si ottiene, oltre all'energia che verrà
utilizzata per il movimento, anche delle sostanze residue ed inquinanti che vengono immesse
nell’aria. La quantit{ di sostanze emesse dipendono molto della purezza del combustibile
utilizzato.
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212
Combustibili di scarsa qualità implicano generalmente la presenza di sostanze impure che
ritroveremo come residui nei gas di scarico. Una delle sostanze più importanti fra quelle che
si ritrovano tra le impurità dei combustibili è lo zolfo.
E’ da notare che la scelta del combustibile è molto influenzata da fattori economici, infatti
quanto migliore risulta la qualità del combustibile usato, tanto maggiori risulteranno i costi in
gioco.
I principali prodotti inquinanti risultanti dalla combustione sono:
Diossido di zolfo (SO2)
 Ossidi di azoto (NOx)
 Composti volatili organici (VOC)
 Materiale particolato (PM)
 Biossido di carbonio (CO2)
I quantitativi di gas emessi dai motori marini nell'atmosfera sono direttamente correlati alla
quantità di combustibile usato, oltre che da vari fattori legati al sistema di propulsione
impiegato.
Una combustione incompleta degli idrocarburi provoca la produzione di monossido di
carbonio (CO) che viene anche prodotto per dissociazione dell'anidride carbonica (CO2).
La presenza di particolato nei gas di combustione dipende dalle caratteristiche del carburante
come viscosità, volatilità e contenuto di idrogeno.
Inoltre nelle zone interne al cilindro con la fiamma più ricca, vengono prodotte sostanze ad
elevato contenuto di carbonio, il cosiddetto particolato (PM). La loro formazione è
principalmente dovuta alle elevate pressioni che generano una cattiva miscelazione e zone a
diversa densità.
Il particolato viene suddiviso in tre categorie a seconda del meccanismo di formazione:
 particolato ultrafine (UFP), con diametro < 0,1 μm e formato principalmente da residui
della combustione (PM0,1)
 particolato formato dall'aggregazione delle particelle più piccole, compreso tra 0,1 e
2,5 μm in diametro (PM2,5)
 particolato formato da particelle più grossolane (> 2,5 μm) generate mediante processi
meccanici da particelle più grandi.
Per quanto riguarda le impurità dovute all'azoto, si indicano con il termine NOx tutti gli ossidi
di azoto e le loro miscele. Nei motori a combustione interna il monossido di azoto (NO) è il
componente predominante (ca. 90%), l’altro componente rilevante è il biossido di azoto
(NO2) che si forma a partire da NO, attraverso processi che avvengono prevalentemente dopo
lo scarico dei gas combusti in atmosfera (processi fotolitici). L’NOx si forma a partire
dall'azoto presente in atmosfera in presenza di elevate temperature e di una grossa quantità
di ossigeno, quindi specialmente nei motori a combustione interna. Va precisato che in caso di
combustione ideale, i prodotti della stessa non prevedono la presenza di ossidi di azoto, visto
che quest'ultimo è inerte a temperature contenute. Pertanto, proprio a causa delle elevate
temperature raggiunte durante le fasi intermedie della combustione le molecole di azoto (N2)
si dissociano in azoto atomico che risulta invece estremamente reattivo a contatto con
ossigeno, portando alla formazione di NO. Il successivo drastico abbassamento di
temperatura, riscontrabile nella fase terminale della combustione nei motori, congela la
reazione sopra descritta impedendo la riassociazione dell'azoto e dell'ossigeno, scaricando
quindi a valle il sottoprodotto NO.
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213
Per descrivere la formazione di NO dall’azoto atmosferico si utilizza il meccanismo di
Zeldovich basato sulle tre seguenti reazioni di formazione-distruzione di NO :
N2 + O → NO + N
N + O2 → NO + O
N + OH → NO + H
Un miglioramento delle quantità di sostanze inquinanti azotate può ottenersi controllando il
processo di combustione (sul motore) e la conseguente fase di scarico.
Si riassumono con il termine ossidi di zolfo (SOx) le seguenti sostanze chimiche:
 Il diossido di zolfo (SO2) noto anche come anidride solforosa, è un gas incolore dal
tipico odore empireumatico (odore tipico dello zucchero bruciato) molto solubile in
acqua e, se liquefatto, può corrodere materie plastiche. Esempio tipico di produzione
industriale di anidride solforosa è la combustione di zolfo in aria :
S + O2 → SO2

Il triossido di zolfo (SO3) o anidride solforica è un composto corrosivo che reagendo
con acqua produce acido solforico,
SO3 + H2O → H2SO4
Esiste in diverse forme, quello gassoso presente nell'atmosfera, rappresenta la causa
primaria
delle piogge acide per circa il 70%, il rimanente 30% risulta principalmente
costituito dagli
ossidi di azoto.
Risulta chiaro che la formazione di ossidi di zolfo dipendono esclusivamente dalla presenza di
questo elemento nei combustibili e non dal motore.
Le sostanze organiche volatili (VOC) e gli idrocarburi policiclici aromatici (PAH) che
comprendono sia idrocarburi che aldeidi, eteri, alcoli e alogenuri alchilici si trovano
prevalentemente in combustibili come la benzina ed il gas naturale. I PAH si formano
generalmente con combustioni incomplete e ciò indica che è importante effettuare un buon
controllo del motore.
Nella combustione i PAH vengono solitamente catturati nel particolato.
Miljöinformation Åström & Nilsson AB, (Sweden), propongono un trend delle emissioni di
NOx e di SO2 riferiti al novembre 2011 e una previsione fino al 2030, tenendo conto
dell’introduzione dei nuovi regolamenti.
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Inquinamento dovuto a SO2 in kton dal 2000 al 2030 (stime al 2011)
Inquinamento dovuto a NOx in kton dal 2000 al 2030 (stime al 2011)
Da questi istogrammi si rileva che le nuove normative adottate dovrebbero portare ad una
riduzione degli SO2 ed NOx inquinanti che saranno sicuramente di beneficio per l’ambiente.
Si rileva comunque che la tendenza dell’attivit{ umana con il conseguente impatto inquinante
avranno una tendenza all’aumento e quindi la filosofia dell’ottimizzazione dell’impiego delle
risorse energetiche disponibili dovrà essere sempre messa in risalto nella fase progettuale di
nuovi sistemi tecnologici.
Per fare un raffronto fra l'inquinamento globale (umano e naturale) con quello prodotto
dall'attività navale si presentano le seguenti due tabelle riferite al totale, al naturale e al
navale:
EMISSIONI (migliaia di tonnellate/anno)
INQUINANTE
ANTROPOGENICA
NATURALE
SO2
1'460
3'000
H2S
3'000
100'000
CO
304'000
33'000
NO / NO2
53'000
1'088'000
NH3
4'000
1'160'000
N2 O
...
590'000
CO2
14'000'000
10'000'000'000
Idrocarburi
88'000
200'000
Stima delle fonti dei principali inquinanti naturali e dovute all'attività
dell'uomo
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EMISSIONI DI TUTTE LE NAVI DEL DOMINIO EMEP
(migliaia di tonnellate/anno - anno 2000)
Area marina
SO2
NOx
PMtotale
MARE DEL NORD
516
720
61
MAR NERO
65
89
8
MEDITERRANEO
1278
1818
154
MAR BALTICO
224
315
26
NE ATLANTICO
532
777
68
Totale
2'616
3'719
316
Emissioni di tutte le navi per area marina del dominio EMEP
(IIASA-EntecUK-Met.NO 2007)
Si possono analizzare inoltre in modo diversificato le emissioni in funzione del tipo di attività
marina:
EMISSIONI ATTIVITA' MARINE PER TIPOLOGIA
(migliaia di tonnellate/anno - anno 2007)
Ships
457
Offshore
exploration
and
20
production
Ships + offshore
477
Coastal facilities
115
Ships + offshore + coastal
592
facilities
Small craft activity
53
Sversamenti naturali
600
Sorgenti non note
0,2
Totale
1'245,2
Suddivisione dell'inquinamento in base alle tipologie di imbarcazioni
(studio GESAMP 2007)
In definitiva si stima che il traffico marittimo (80'000 navi) produce circa il 4% delle emissioni
totali di CO2, cioè oltre 600 milioni di tonnellate/anno (corrispondenti al doppio di quanto
rilasciato dall’aviazione civile).
Inoltre i combustibili utilizzati dalle navi sono i meno raffinati: gasolio, catrame, oli pesanti,
carbone. Questi combustibili aumentano il gas serra e contribuiscono al riscaldamento del
pianeta consumando circa 343MW.
2. NORMATIVE ANTINQUINAMENTO
Il trasporto mercantile è una fondamentale componente dell'infrastruttura dei trasporti, sia
nelle acque interne che in quelle marittime, ed è essenziale nel commercio mondiale, poiché è
attraverso il mare che la maggior parte delle merci viaggiano tra paesi e continenti diversi. Sul
trasporto navale si reggono moltissime economie nazionali ed in generale la prosperità dei
paesi dotati di un accesso al mare, il quale costituisce l'accesso alla più grande via di trasporto
mondiale, attraverso il quale fluiscono carburanti, risorse naturali, prodotti chimici, prodotti
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agricoli e beni di consumo, provenienti da paesi produttori e diretti a paesi consumatori posti
tra loro alle più disparate distanze.
Ad esso si deve aggiungere il trasporto crocieristico che ad oggi può contare per la sola parte
marittima, tra il mercato americano e quello europeo, su una flotta di circa 250 navi e che è
destinato ad un’ulteriore espansione.
Data la quantità di navi presenti nella flotta mondiale, il loro contributo all'inquinamento
dell'aria ha un impatto rilevante soprattutto nelle aree di interesse naturalistico e in molte
aree urbane e portuali. Per questo motivo negli ultimi anni le varie organizzazioni a livello
internazionale, nazionale e gli stessi Enti di Classifica si sono impegnate notevolmente
nell’emanazione delle normative a riguardo, costringendo le societ{ armatrici a mettere in
atto dei programmi di adeguamento delle flotte per la riduzione delle emissioni in aria. Tali
normative hanno dato un forte impulso alla ricerca nel settore navale di soluzioni nuove da
applicare anche a navi esistenti o di navalizzazione di sistemi già utilizzati negli impianti
terrestri, al fine di rendere ecologicamente sostenibile il trasporto marittimo. L’intento del
presente capitolo è quello di riassumere le principali normative attualmente in vigore.
2.1 Le Norme IMO: MARPOL Annex VI
L’International Maritime Organization (IMO) è l’ente preposto dalle Nazioni Unite per tutelare
e promuovere la sicurezza dell’ambiente di lavoro marittimo. Venne creato dalla Conferenza
Internazionale di Ginevra del 1948 e divenne attivo nel 1958, in seguito all’entrata in vigore
della IMO Convention, originariamente chiamata Inter-Governmental Maritime Consultative
Organization, o IMCO (il nome mutò in IMO nel 1982). Attualmente fanno parte dell’IMO 167
stati membri più 3 membri associati.
Il lavoro dell’Organizzazione riguardante le norme sull’inquinamento dovuto alle navi è
contenuta nell’“International Convention on the Prevention of Pollution from Ships”, noto
anche come MARPOL 73/78. Nel 1997 la MARPOL è stata emendata dal “1997 Protocol” che
include anche l’Annex VI, intitolato “Regulations for the Prevention of Air Pollution from
Ships”. L’ Annex VI impone i limiti sulle emissioni di NOx e SOx dei gas di scarico dei motori
installati a bordo delle navi.
Le norme per la prevenzione dell'inquinamento atmosferico causato dalle navi incluse
nell'Annesso VI della relativa convenzione internazionale del 1973, modificata secondo il
protocollo del 1978 (MARPOL 73/78), sono entrate in vigore nel 2005, una data fondamentale
per l'attuazione delle norme IMO a protezione dell'ambiente. A seguito di intensi sforzi
profusi al fine di trovare una soluzione praticabile in una materia altamente controversa e
oggetto di ampio dibattito all'interno del relativo gruppo di lavoro sull'inquinamento
atmosferico, nella modifica alla norma 14 dell'Annesso VI l'IMO ha concordato l'attuazione di
una serie di limitazioni progressive che dovrebbero portare a una significativa riduzione delle
emissioni di ossidi di zolfo e particolato da parte delle navi.
Gli standard IMO sulle emissioni sono chiamati TIER e vanno dall’ I all’III. Lo standard TIER I
venne stabilito nella versione del 1997 dell’Annex VI, mentre gli standard TIER II e III vennero
adottati nel 2008.
Il “1997 Protocol” della MARPOL che include l’Annex VI, divenne effettivo 12 mesi dopo
essere stato accettato da 15 stati membri della convenzione, i quali detenevano il 50% della
flotta mercantile mondiale. Il 18 maggio 2004, con la ratifica da parte di Samoa, che si univa e
Bahamas, Bangladesh, Barbados, Danimarca, Germania, Grecia, Liberia, Isole Marshal, Islanda,
Norvegia, Panama, Singapore, Spagna, Svezia e Vanuatu, l’Annex VI venne ratificato da parte di
Stati che detenevano il 54.57% della flotta mercantile mondiale. Il 19 maggio 2005 entrò
quindi in vigore l’Annex VI, applicato anche retroattivamente ai nuovi motori con potenza
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superiore ai 130kW installati su navi costruiti fino al 1 gennaio 2000. La norma si applica
anche alle piattaforme off-shore e per esplorazione petrolifera (con l’eccezione delle emissioni
direttamente associate con l’attivit{ di ricerca petrolifera). La regolamentazione sul limite del
contenuto di emissioni di NOx dai combustibili per uso navale contenuta in questo documento
è anche conosciuta come TIER I.
Nell’ottobre del 2008 venne adottato un emendamento all’Annex VI che introdusse:
-
nuovi limiti sulla qualità dei combustibili impiegabili a bordo a partire dal luglio
2010;
nuovi standard sulle emissioni inquinanti di NOx per i motori di nuova
costruzione (TIER II e III);
imposizione dei limiti del TIER I per i motori costruiti prima del 2000;
Va chiarito che i limiti TIER I e II valgono a livello globale mentre il TIER III è in vigore
solamente nelle zone a emissione controllata, le ECA (Emission Control Area). L’Annex VI così
revisionato entrò in vigore l’1 luglio 2010. Dall’ottobre del 2008, l’Annex VI è stato ratificato
da ben 53 paesi, tra cui gli Stati Uniti, rappresentativi dell’81.88% della flotta mercantile.
La normativa MARPOL sulle emissioni da parte dei motori marini può essere efficacemente
riassunta con la seguente tabella:
2.2 Le emission control areas
Come abbiamo visto, la normativa contenuta nell’Annex VI è distinta in due categorie a
seconda che ci si trovi in aree particolari, chiamate Emission Control Areas (ECA), o al di fuori
di queste.
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218
Le Emission Control Areas sono zone di mare particolari del pianeta, nelle quali sono imposti
dei limiti più stringenti alle emissioni inquinanti da parte delle navi. Queste imposizioni ECA
possono essere relative all’SOx, al particolato, all’NOx o a tutti questi tre tipi di emissioni.
Le Emission Control Areas attualmente esistenti sono:
-
Mar Baltico: limiti imposti alle emissioni di SOx; adottata nel 1997 ed entrata in vigore
nel 2005;
Mare del Nord: limiti imposti alle emissioni di SOx; adottata nel 2005 ed entrata in
vigore nel 2006;
ECA Nord America (comprende le coste degli USA e del Canada): limiti imposti alle
emissioni di SOx ed NOx; adottata nel 2010 ed entrata in vigore nel 2012;
ECA Caraibi USA (comprende Puerto Rico e le Isole Vergini): limiti imposti alle
emissioni di SOx ed NOx; adottata nel 2011 ed entrerà in vigore nel 2014;
Possiamo visualizzare graficamente le aree di interesse ECA:
3. GLI SCRUBBERS
Le componenti presenti nelle emissioni dei gas di scarico dei motori diesel navali
comprendono:
- Azoto
- Ossigeno
- CO2
- CO
- Vapore acqueo
- Ossidi d’azoto (NOx)
- Ossidi di zolfo (SOx)
- Idrocarburi nei vari stadi di combustione
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-
Particolato
Il particolato prodotto dalla combustione risulta composto da particelle di sostanze organiche
ed inorganiche presenti in forma liquida o solida nel combustibile. Si possono suddividere a
seconda della loro dimensione in particelle > 2.5 μm, e le cosiddette polveri sottili a
dimensione < 2.5 μm.
3.1 Reazioni chimiche nel processo di combustione in un motore diesel:
Un’analisi generale della combustione che avviene all’interno di un motore diesel porta a
scrivere le seguenti formule di reazione:
CnHm + O2 → CO2 + H20
CnHm + O2 → CO2 +H2O + CO + CHn
CnHm +O2 + N2 → CO2 + H2O + CO + CHn + NOx
CnHmSp + O2 + N2 → CO2 + H2O + CO + CHn + NOx + SOx
N2 + O2 → NOx(NO,NO2)
S + O2 → SOx(SO2,SO3)
NOx(NO,NO2) + H2O → HNO3
(SO2,SO3) + H2O → H2SO4
dove n ed m rappresentano dei numeri interi positivi.
Si possono inoltre riassumere le razioni che riguardano lo zolfo e l'azoto, che passano per
intero nei fumi, con le seguenti:
Reazioni chimiche dei fumi di un motore relative allo Zolfo:
S + O2 → SO2
SO2 + ½O2 → SO3
~ 95% (Biossido di Zolfo)
~ 5% (Triossido di Zolfo)
Reazioni chimiche dei fumi di un motore riguardanti l'Azoto
N2 + O → NO + N
N + O2 → NO + O
N + OH → NO + H
2NO + O2 → 2NO2
(Monossido d'Azoto)
(Monossido d'Azoto)
(Monossido d'Azoto)
(Biossido d'Azoto)
Tali sostanze presenti nei fumi si trasformeranno poi principalmente in acidi come H2SO4
(Acido Solforico) e Nitrati.
Questi componenti hanno un impatto su:
Clima: aumento della concentrazione di CO2 in atmosfera
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Uomo: - effetti dannosi sull’apparato respiratorio
- cancro e mutazioni genetiche
- Ambiente
Al fine di controllare queste emissioni sono in vigore delle normative, sia a livello globale che
locale. A livello globale, l’I.M.O. (International Maritime Organization), mediante il suo
comitato MEPC (Marine Environment Protection Committee) ha prodotto la
MARPOLConvention, una regolamentazione internazionale per la salvaguardia dell’ambiente
marino. In particolare, l’ANNEX VI della MARPOL si interessa della prevenzione
dell’inquinamento atmosferico. Ciò, imponendo limiti alle emissioni di Ossidi d’azoto (NOx) e
di Ossidi di zolfo (SOx) da parte delle navi.
A livello locale, vi sono delle regioni nelle quali gli stati interessati hanno constatato che le
emissioni in atmosfera hanno un particolare impatto sull’uomo e sull’ambiente. Sono così
state create delle zone di mare nelle quali vi sono dei limiti maggiormente restrittivi alle
emissioni di SOx (ECA-SOx – Emission Control Areas) e di NOx (ECA-NOx – Emission Control
Areas). Queste zone sono presenti nel Mare del Nord, nel Mar Baltico e lungo le coste degli
Stati Uniti e del Canada, con una maggior restrittività lungo la costa della California.
A livello normativo l’Unione Europea è intervenuta in materia con il documento EC 2005/33,
mentre gli Stati Uniti con l’EPA Title 40.
Combustibili
LNG = Liquified Natural Gas
HFO = Heavy Fuel Oil (591 $ / MT) [feb 2013]
MGO = Marine Gas Oil (925 $ /MT) [feb 2013]
Prezzi combustibile rapportati al contenuto energetico (rif. a Rotterdam gennaio 2013)
Tipo di combustibile
% di S
MGO (Marine Gas Oil)
< 0,1
LS380
1,45-:-4,5
IFO380 (Intermediate 1,5-:-3,5
Fuel Oil)
HFO (Heavy Fuel Oil)
LNG (Liquified Natural
Gas)
Prezzo
($/GJ)
20,4
14,7
13,9
10,6-:- 16,3
Prezzo
(EURO/GJ)
Prezzo
($/MT)
932
649
618
(591) feb
570
Per dare un'idea dell'aggravio che ECA impone agli armatori ci si può riferire alle stime dei
consumi di carburante con zolfo al 1% nelle regioni ECA.
• Baltic/North Sea/English Channel: 9.6 million mt/year
• North America: 2.2 million mt/year
• Totale: 11.8 milioni mt/year
Notional incremental costs (basis 2012 Rotterdam prices)
― 1%S/3.5%S
• NW Europe: $393 million
• N America: $90 million
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• Total: $483 million
— 0.1%S/1.0%S
• NW Europe: $2.71 billion
• N America: $621 million
• Totale: 3.33 billioni di dollari
4. IL TRATTAMENTO DEI GAS DI SCARICO
Analizziamo quelli che sono i metodi per la riduzione delle componenti dei gas di scarico dei
motori diesel navali. L’abbattimento degli inquinanti avviene seguendo la riduzione dgli ossidi
di zolfo (SOx) e degli ossidi d’azoto (NOx).
A tal fine le possibilit{ d’intervento sono:
1. RIDUZIONE SOx:






utilizzo di combustibile con basso contenuto di zolfo: si può optare per utilizzare
combustibili LSF (Light Sulphur Fuel) al posto di HFO (Heavy Fuel Oil); la scelta va
ponderata accuratamente considerando il prezzo del combustibile più raffinato.
LNG (Liquified Natural Gas): la scelta di questa tecnologia è subordinata alla scarsa
disponibilità logistica di strutture di rifornimento di questo combustibile.
Biofuels: valgono considerazioni analoghe a quelle fatte per l’LNG.
DME (Dimethyl ethere): valgono considerazioni analoghe a quelle fatte per l’LNG.
metanolo: valgono considerazioni analoghe a quelle fatte per l’LNG.
SCRUBBERS
2. RIDUZIONE NOx:


SCR (Selective Catalytic Reduction)
EGR (Exaust Gas Recirculation)
Esistono inoltre tecniche per ridurre contemporaneamente l’emissione di SOx, NOx e CO2, che
utilizzano l’elettrolisi e le propriet{ elettromagnetiche delle particelle.
5. SOLUZIONI ANTI-INQUINAMENTO
Soluzioni tecniche per il rispetto delle normative anti-inquinamento
Possiamo quindi riassumere in due categorie le opzioni disponibili agli armatori per
contenere le emissioni di SOx:
- Utilizzo di combustibili con basso contenuto di zolfo;
- Utilizzo degli scrubber;
I fattori che ne determinano la scelta sono:
- Costo dei combustibili con basso contenuto di zolfo;
- Costi di capitale (CAPEX) e operativi (OPEX) degli scrubber;
- Operatività prevista per la nave in zone ECA-SOx;
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Una indagine eseguita nel 2012 dal Lloyd Register, su 14 dei più importanti armatori
mondiali, che richiedeva quale, secondo loro, potrebbe essere la soluzione al problema
dell'impatto ambientale dovuto all'inquinamento dei motori navali ha evidenziato che le
seguenti 4 scelte sono quelle più accettabili:
 Combustibili LNG
 Combustibili MGO
 Dual Fuel
 Scrubbers
Il loro impiego inoltre risulta suddiviso nei tempi secondo la tabella riportata:
Preferenza della modalità di abbattimento dell'inquinamento da parte degli armatori
Si può notare che immediatamente si preferisce far ricorso agli MGO, a medio termine gli
Scrubber destano più interesse, a lungo tempo (verosimilmente per le navi di nuova
costruzione) c'è una leggera preferenza dei combustibili LNG rispetto agli Scrubber.
6.TECNOLOGIA DEGLI SCRUBBER
Gli scrubber sono dei dispositivi utilizzati nella depurazione dei gas e delle particelle presenti
nei fumi derivanti dalla combustione. Tradizionalmente ci si riferisce a scrubber quando si ha
a che fare con depuratori di gas che utilizzano dei liquidi (wet) per rimuovere strofinando (to
scrub) le sostanze inquinanti.
Attualmente vengono intesi come scrub anche quei dispositivi di depurazione che iniettano
sostanze reagenti in modalità a secco (dry). In ogni caso gli wet scrubber fanno uso di acqua,
sia dolce che di mare, mentre i dry scrubber utilizzano degli agenti/composti chimici secchi.
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Classificazione delle varie tpologie di Scrubbers:
OPEN LOOP
WET
CLOSED LOOP
SCRUBBER
HYBRID
INJECTION
DRY
SPRY
6.1 Wet scrubber
Gli scrubber di questa categoria possono essere suddivisi, a seconda della modalità di
funzionamento, in:
-
Wet scrubbers OPEN LOOP (‘a ciclo aperto‘): utilizzano acqua di mare;
Wet scrubbers CLOSED LOOP (‘a ciclo chiuso‘): utilizzano acqua dolce con l’aggiunta di
un agente chimico alcalino;
Wet scrubbers IBRIDI: possono operare in entrambe le precedenti modalità;
Comprendono una classe molto vasta di sistemi filtranti il cui metodo di depurazione utilizza
liquidi per catturare e separare gli elementi inquinanti. Tra le varie configurazioni si possono
elencare quelle che dispongono di un tubo di Venturi oppure quelle composte da Torri di
scrubbing.
I sistemi di depurazione a liquido eliminano le particelle inquinanti catturandolo nelle gocce
del liquido iniettato mentre l‘inquinante gassoso viene assorbito dal liquido stesso. La
separazione fra il gas depurato ed il liquido contaminato contenente la parte inquinata dei
fumi viene poi fatta per mezzo di eliminatori o separatori.
Meccanismo di cattura del particolato
Le particelle grossolane (particolato superiore a 1μm) nel loro fluire con i fumi di scarico
entrano in collisione con le gocce di liquido immesse mediante ugelli all'interno dello
scrubber. Si ha il fenomeno dell'Impatto che risulta favorito dalle dimensioni delle particelle
inquinanti, più piccole invece risultano le gocce spruzzate che divenendo più numerose
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rendono più probabile il verificarsi dell'impatto. Inoltre la velocità delle particelle aumenta la
probabilità di impatto a causa del divergersi dal flusso principale delle particelle che
rimbalzano.
Si ha invece la Diffusione (particelle dell'ordine di 0.1μm) quando particelle molto piccole a
seguito di continui rimbalzi all'interno del fluire dei gas, non hanno un percorso definito e
quindi diffondono all'interno dell'apparato. Queste particelle entrando in contatto con le
gocce di liquido vengono da queste catturate. Per questo tale fenomeno viene facilitato dalla
dimensione delle particelle e dalla velocità relativa rispetto le gocce spruzzate.
In definitiva le caratteristiche che migliorano l'efficienza di filtraggio sono:


Dimensione delle particelle
Velocità relativa
Altri meccanismi dovuti a metodologie diverse vengono poco utilizzati e sono quello
elettrostatico, la centrifugazione e la condensazione.
Meccanismo di cattura dei gas
I gas inquinanti vengono inglobati nelle gocce del liquido sfruttando il fenomeno
dell’assorbimento. Questo è un’operazione di trasferimento di massa. Tale fenomeno agisce
fino a che non c’è differenza di concentrazione fra liquido e gas, spostando il liquido
velocemente si diminuisce la concentrazione del gas e la differenza si annulla quindi a fumi
purificati.
Sono importanti quindi le seguenti caratteristiche:
 Superficie di contatto (grande quantità di gocce)
 Buona miscelazione fra fumi e liquido (turbolenza)
 Buoni tempi di contatto fumi-liquido
 Solubilità
Fattore comune su cui si può agire per avere un buon filtraggio è quindi la velocità relativa
liquido-particolato, parametro che fisicamente viene ottenuto aumentando la pressione di
immissione del liquido.
I componenti degli SOx scrubbers WET sono:
-
-
SCRUBBER UNIT: è il/i componente/i che, singolarmente o a stadi per
interconnessione, permette il contatto diretto tra l’acqua e il gas di scarico proveniente
dalla/e unit{ in cui avviene la combustione (motori diesel proncipali/ausiliari, TAG,…).
Questo componente è montato all’interno del fumaiolo.
TREATMENT PLANT: impianto di trattamento dell’acqua per purificarla prima di
scaricarla a mare.
HANDLING FACILITY FOR SLUDGE: impianto per la separazione delle scorie dall’acqua.
MONITORING SYSTEM: sistema per il controllo e monitoraggio delle emissioni.
Queste componenti sono interconnesse tra loro da tubolature, pompe, radiatori, cisterne,…
Per quanto concerne le problematiche di progettazione dobbiamo dire che:
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-
-
è necessario non far scendere eccessivamente la pressione die gas di scarico in uscita
dallo scrubber, nel fumaiolo (in alternativa si installa una ventola per l’estrazione dei
gas).
Problematiche legate allo spazio necessario all’impianto. È necessario ridurre
l’ingombro a bordo, riducendo così anche i costi di lavorazione ed i costi legati alle
tubolature. Riducendo le dimensioni dell’impianto viene a ridursi anche la potenza
necessaria a far circolare l’acqua nel sistema.
6.1.1 Wet Sox-scrubber ‘open loop’ – ciclo aperto
Negli scrubbers che impiegano questa tecnologia, l’acqua di mare viene pompata, filtrata e
immessa nello scrubber. Ora, l’acqua di lavaggio ‘sporca’, viene trattata, separandola dalle
scorie (che vengono raccolte in una tanica separata) e poi scaricata a mare. L’acqua di
lavaggio, quindi, non ricircola.
Nel sistema a ciclo aperto, il flusso dell’acqua di lavaggio è approssimativamente di 45
m3/MWh.
Con questo sistema, la percentuale di rimozione di SOx è circa del 98%. Ciò significa che le
emissioni trattate che si hanno utilizzando un combustibile con un contenuto di zolfo del 3,5%
sono equivalenti alle emissioni non trattate che si vengono ad avere utilizzando un
combustibile con lo 0,1% di zolfo.
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Va posta poi attenzione alla temperatura dell’impianto in quanto la solubilit{ dell’SO2 si
riduce all’aumentare della temperatura dell’acqua di lavaggio.
REAZIONI CHIMICHE:
Come mediatore viene utilizzata l’acqua di mare, contenente cloruro di sodio (NaCl).
Reazioni riguardanti SOx nello Scrubber:
SO2 + H2O → H2SO3
(Acido Solforoso)
SO3 + H2O → H2SO4
(Acido Solforico)
Reazioni per Open Loop
Na2CO3 + H2SO3 → Na2SO3 + H2O + CO2
Na2SO3 + ½O2 → Na2SO4
Na2CO3 + H2SO4 → Na2SO4 + H2O + CO2
(Solfito di Sodio)
(Solfato di Sodio)
(Solfato di Sodio)
6.1.2 Wet Sox-scrubber ‘closed loop’ – ciclo chiuso
Gli scrubbers SOx utilizzati a bordo delle navi (compresi quelli ibridi quando operano in
modalità a ciclo chiuso) fanno uso di acqua dolce alla quale viene aggiunto come additivo
alcalino l’idrossido di sodio NaOH come mediatore. Così l’SOx rimosso dai gas di scarico si
trasforma in solfato di sodio Na2SO4.
In questa modalit{ l’acqua di lavaggio in uscita dallo scrubber viene immessa in una cisterna
nella quale viene purificata prima di riprendere a circolare.
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Il flusso dell’acqua di lavaggio è di 20 m3/MWh. Questo per ridurre la concentrazione di
Na2SO4 in circolo nel sistema. Il solfato di sodio, infatti, può cristallizzare degradando
progressivamente il sistema. La quantità di acqua dolce da rimettere in circolo dipende dalle
perdite per evaporazione. Queste sono influenzate dalla temperatura dei gas di scarico (e
quindi dal carico di funzionamento del motore) e dalla temperatura dell’acqua di mare che
viene immessa nel sistema. Infatti, il sistema a ciclo chiuso prevede due modalità di lavoro:
- scarico in mare
- scarico in mare nullo
Per far fronte alla perdita di acqua per scarico in mare il sistema prevede il reintegro d’acqua
sia dolce che di mare, dove quest’ultima, come nella modalit{ ‘open loop’, prima di entrare in
circolo viene filtrata e poi trattata con l’aggiunta di NaOH.
La modalità scarico in mare nullo, prevista quando la nave opera in zone di mare o porti
sensibili, viene garantita dalla ‘holding tank’, una cassa di raccolta per l’acqua non più
riutilizzabile nel ciclo e non scaricabile in mare.
La quantit{ di NaOH in soluzione nell’acqua in circolo è del 50% con un dosaggio di 15 l/MWh
per un combustibile con 2,7% di zolfo.
La densità di NaOH in soluzione è di 1530 kg/m3 a 15°C.
Le casse del sistema vanno progettate tenendo conto di questi dati e della corrosività di
questo composto nei confronti di pompe, tubolature di alluminio, bronzo, ottone, stagno, zinco
e vetro. L’acciaio dolce presenta inclinazioni per corrosione ad una temperatura superiore ai
50°C mentre l’acciaio inossidabile può resistere anche a temperature maggiori.
L’NaOH deve essere pompato alla temperatura di 20°C in quanto la viscosit{ cresce
rapidamente al di sopra di questo limite. La temperatura di circolo, invece, come visto, non
deve superare i 50°C.
La temperatura di stoccaggio a bordo deve essere compresa tra i 20 ed i 50°C.
L’NaOH va comunque trattato con cautela ed attenzione, evitando in ogni modo la possibile
fuoriuscita dall’impianto ed il contatto con l’uomo. Ha infatti un pH pari a 14 e può ustionare
la pelle, danneggiare l’apparato respiratorio o gli occhi.
Notiamo che l’impianto ‘closed loop’ richiede un numero maggiore di casse:
- casse per NaOH
- process tank
- holding tank per il funzionamento a scarico in mare nullo (le dimensioni dipendono
dalle esigenze operative della nave).
Il vantaggio dei sistemi a ciclo chiuso è sicuramente quello di poter operare anche quando la
nave si trova in acque con un’alcalinit{ insufficiente al funzionamento dello scrubber in ciclo
aperto.
Reazioni per Closed Loop
2NaOH + SO2 → Na2SO3 + H2O
Na2SO3 +SO2 +H2O → 2NaHSO3
H2O+ SO3 → H2SO4
NaOH + H2SO4 → NaHSO4 + H2O
2NaOH + H2SO4 → Na2SO4 + 2H2O
(Solfito di Sodio)
(Idrogeno Solfito di Sodio)
(Acido Solforico)
(Idrogeno Solfito di Sodio)
(Solfato di Sodio
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6.1.3 Wet Sox-scrubber ‘ibrido’
Gli scrubbers ibridi consentono la possibilità di operare in entrambe le modalità: ciclo aperto
o ciclo chiuso. Questo consente un’estrema flessibilit{: è possibile operare a ciclo chiuso
(anche in modalit{ scarico in mare nullo) quando l’alcalinit{ dell’acqua di mare è insufficiente
o le normative non permettono lo scarico in mare dell’acqua di lavaggio; è possibile, invece,
operare a ciclo aperto quando non si vuole consumare NaOH o acqua dolce o si vuole
preservate l’impianto.
Ciò avviene, però, a fronte di una maggiore complessit{ d’impianto.
Funzionamento ad anello aperto
Funzionamento ad anello chiuso
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6.2 DRY SCRUBBER
I sistemi a secco, diversamente da quelli umidi, utilizzano (nella maggior parte dei casi) come
alcalino i granuli di idrossido di calcio, Ca(OH)2, aventi un diametro compreso tra i 2 e gli 8
mm, al fine di avere una elevata superficie di contatto da esporre ai gas di scarico.
Possiamo comunque distinguere due categorie di scrubber secchi: gli scrubber ad iniezione e
gli scrubber a Spray.
Ngli scrubber ad iniezione (Dry sorbent iniection) viene aggiunto nel flusso dei fumi una
sostanza alcalina (generalmente idrossido di calcio Ca(OH)2 , carbonato di calcio CaCO3 o
soda NaOH).
Negli scrubber a Spray (Spry Dryer absorber) le sostanze alcaline vengono immesse nelle
torri di assorbimento (Dryers) in cui sono convogliati anche i fumi.
I componenti principali degli SOx scrubbers DRY possono essere schematizzati come:
-
-
SCRUBBER UNIT: detto anche assorbitore, permette il contatto diretto tra i fumi di
scarico e la sostanza alcalina. In questo caso, a differenza di quanto avviene negli
scrubbers bagnati, non si ha cessione di calore da parte dei gas, anzi, la reazione che
avviene è esotermica. Ciò impone che questa tipologia di scrubbers vengano
posizionati a monte del sistema di recupero del calore e dell’eventuale sistema SCR
presente nel fumaiolo.
CONTENITORE DEL COMPOSTO ALCALINO: è composto generalment da un silo
predisposto per il caricamento da terra del materiale alcalino.
MONITORING SYSTEM: sistema per il controllo e monitoraggio delle emissioni. Regola
il flusso della sostanza alcalina in funzione di questi dati in input.
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Al fine di rendere le emissioni di ossidi di zolfo equivalenti a quelle ottenibili con un
combustibile avente un contenuto di zolfo pari al 0.1%, un generico motore diesel navale
facente uso di HFO con il 2.7% di zolfo dovrebbe consumare una quantità di granuli di
idrossido di calcio pari a 40 kg/MWh. Avendo questi una densità di 800 kg/m3, il volume
richiesto di granuli è di 0.05 m3/MWh. Ciò significa che un motore da 20 MW richiede
approssimativamente una quantità pari a 19t di granuli al giorno, per un volume occupato di
24 m3.
Da prove condotte su un motore da 3.6 MW con combustibile con un contenuto di zolfo pari al
1.8%, si è constatato che l’utilizzo di uno scrubber secco, facente uso di granuli di idrossido di
calcio, ha portato ad una riduzione degli SOx pari al 99%.
A differenza degli scrubber bagnati, quelli secchi non richiedono un associato impianto per il
trattamento dell’acqua di lavaggio, con tutto il complesso di tubolature e componenti vari
necessari al suo funzionamento. Questo è certamente un vantaggio in termini di semplicità
d’impianto, conduzione d’impianto, manutenzione e costi di costruzione nave. Inoltre
viengono a scomparire le restrizioni allo scarico in mare dell’acqua di lavaggio.
L’idrossido di calcio è anch’esso un alcalino estremamente pericoloso, ed il suo trattamento
deve rispettare le normative riportate nel Material Safety Datasheet presente a bordo. Il
rischio di questo composto è legato alle inalazioni di polvere che possono avere luogo. In ogni
caso la sua pericolosità è considerata nettamente inferiore all’idrossido di sodio liquido
utilizzato dagli scrubber bagnati.
Al fine di ottenere un corretto uso del sistema è inoltre necessario che i granuli di idrossido di
calcio vengano stoccati a bordo all’interno di contenitori che li preservino dall’umidit{ e dal
contatto con altre sostanze. Ciò può essere ottenuto applicando alle pareti del contenitore
della vernice alcalino resistente.
Generalmente gli scrubbers a secco lavorano ad una temperatura compresa tra i 240 e i 450
°C. Considerando il caso dei sistemi facenti uso dei granuli di idrossido di calcio, possiamo dire
che questi, all’interno della scrubber unit, reagiscono con l’SO2 formando, secondo varie
reazioni, solfito di calcio o solfato di calcio:
SO2 + Ca(OH)2 → CaSO3 + H2O
Ca(OH)2 + SO2 + ½ O2 → CaSO4 + H2O
(Solfito di Calcio)
(Solfato di Calcio)
Il solfito è poi ossidato ed idratato nel flusso dei gas di scarico, producendo così solfato di
calcio diidrato:
2CaSO3 + O2 → 2CaSO4
CaSO4 + 2H2O → CaSO4·2H2O
(Solfato di Calcio)
(Solfato di calcio diidrato)
Ad alte temperature invece avviene la seguente reazione in acqua:
CaO + SO2 + H2O + ½ O2 → CaSO4 + H2O (Solfato di Calcio))
Similmente, nel caso dell’SO3 si ha, senza e con idratazione:
Ca(OH)2 + SO3 → CaSO4 + H2O
SO3 + Ca(OH)2 + H2O → CaSO4·2H2O
(Solfato di Calcio)
(Solfato di Calcio diidrato)
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231
Schema di un impianto scrubber a secco
Comparazione delle metodologie
VENTURI
WET
TORRI
ORIFIZI
INIEZIONE
SECCA
DRY
INIEZIONE
SPRAY
A GOLA BAGNATA
A GOLA SPRY
A GOLA RETTANGOLARE
CON
SPINOTTO
REGOLABILE
A PIASTRA MOBILE
A RULLI
A GOMITO
A JET
CON PIATTI A GRIGLIA
CON PIATTI AD URTO
CON PIATTI A BOLLE
CON PIATTI A VALVOLE
A
FLUSSO
CONTROCORRENTE
A CORRENTE TRANSVERSA
CICLONE
SEMPLICE
AD AUTOINDUZIONE
-
-
-
Atomizzatore Rotativo
SVANTAGGI:
Ingombro
limitato
Assenza di
fenomeni
esplosivi
Eliminazione
di particolato
e gas tossici
Trattamento
di correnti ad
alta
Temperatura
e Umidità
-
Assenza
trattamento
delle scorie
-
-
Corrosione
Consumo di
energia
Difficoltà
recupero
scorie
Complessità
d’impianto
Atomizzatore Pneumatico
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VANTAGGI:
232
7. CONCLUSIONI
Nel presente articolo è stata fatta una panoramica ad ampio raggio sulle ultime tendenze del
mercato marittimo per ridurre le emissioni inquinanti dei gas di scarico, con l’intento di
chiarire un po’ le idee sulle soluzioni che vanno proponendosi e che spesso sono tutt’altro che
chiare e definitive.
La complessità degli impianti presentati, la loro marinizzazione e le implicazioni sia a livello di
impianto che di gestione, ci fanno ritenere che queste soluzioni sono tutt’altro che risolutive e
consolidate per il soddisfacimento dei limiti sempre più stringenti imposti dalle norme
vigenti.
In quest’ottica si aprono sicuramente nuove prospettive e nuovi ambiti di ottimizzazione e di
studio. Su questo tema si è inserito uno studio specialistico, all’interno di Fincantieri,
sull’attenuazione del rumore dovuto allo scrubber volto a capire le caratteristiche acustiche
degli scrubber attualmente esistenti, per valutare poi possibili ottimizzazioni del sistema che
tengano conto anche dei requisiti oggi garantiti dai silenziatori tradizionali.
BIBLIOGRAFIA
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ANNEX 1 (adopted on 30 November 2012).
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4 luglio 2014
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20. Tecniche avanzate di data management
diagnostica avanzata in campo navale
per
la
M. Giacobbe, M. Villari
DICIEAMA, Università di Messina
Sommario
La quantità e l'eterogeneità dei dati acquisiti ed investigati in campo navalerichiedono tecniche
sempre più avanzate e ottimizzate per la gestione, e quindi per la raccolta, l'analisi, la condivisione e la
presentazione delle informazioni. In questo documento presentiamo una strategia orientata a
sviluppare un catalogo intelligente, utilizzando principi di gestione della conoscenza come Case
BasedReasoning (CBR) e Big Data Management (BDM). Questa strategia è basata su un paradigma dei
sistemi distribuiti su larga scala: il Cloud Computing. Dopo aver introdotto una panoramica sui comuni
sistemi di acquisizione e sul processo CBR, spieghiamo la nostra strategia sull’adozione di un catalogo
intelligente per la gestione avanzata dei dati per la diagnostica avanzata in campo navale. Inoltre,
introduciamo un primo caso di studio con dati acquisiti da sensori da esperimenti di laboratorio,
concludendo con possibili direzioni e scenari futuri.
1. INTRODUZIONE
La complessit{ del sistema ‘nave’, visto come insieme di risorse la cui integrazione nello
spazio e nel tempo consente di avere una struttura equipaggiata in grado di navigare e di
fornire al suo interno, da e verso l’esterno, un insieme eterogeneo di servizi, richiede
molteplici conoscenze. Queste interessano indubbiamente sia le risorse tecniche sia le risorse
umane disponibili, a bordo e a terra. Alla complessit{ del sistema ‘nave’ contribuisce inoltre
l’interazione dello stesso sistema con l’ambiente esterno nello spazio-tempo. Le suddette
conoscenze, per concretizzarsi su base scientifica, necessitano di essere obiettive, quindi non
opinabili, riconosciute e formate su grandezze misurabili. I requisiti di obiettività,
riconoscimento e misurabilità sono strettamente dipendenti e necessitano di uno standard
riconosciuto.
A tal proposito, la guida al Project Management Body of KnowledgePMBOK® [1] , riconosciuta a
livello internazionale, fornisce una raccolta di buone pratiche nella gestione di progetto. In
particolare con la quinta edizione della guida, alle già esistenti nove aree della conoscenza è
stata aggiunta una decima area rappresentata dalla Project Stakeholder Management, oltre a
quattro nuovi planning processes : Plan Scope Management, Plan Scope Management, Plan Cost
Management e Plan Stakeholder Management.
L’insieme dei suddetti requisiti costituisce la base di partenza del nostro studio, che
approfondiamo nella sezione seguente, introducendo lo stato dell’arte nella diagnostica in
campo navale ed includendo gli approcci generalmente seguiti per le misure di laboratorio.
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1.1. La diagnostica in campo navale, stato dell’arte
La letteratura scientifica presenta numerosi contributi sulla diagnostica in campo navale, con
un forte interesse dell’ingegneristica navale verso i sistemi di monitoraggio del
comportamento strutturale in mare delle imbarcazioni. Come precedentemente introdotto,
quello che abbiamo definito il sistema ‘nave’ è un ambiente complesso, che come tale richiede
un continuo arricchimento della conoscenza delle risorse tecniche ed umane, a bordo nave e a
terra, per rispondere con prontezza nella gestione dei processi e delle emergenze. Nei
paragrafi a seguire distinguiamo lo stato dell’arte per la diagnostica di bordo dagli approcci
eseguiti durante le cosiddette prove di laboratorio.
1.1.1. Diagnostica di bordo
La produzione scientifica relativa ai sistemi per la diagnostica di bordo in campo navale vede
più di cento lavori validati a livello internazionale a partire dai primi anni settanta, quindi non
tantissimi. Lo sviluppo di dispositivi e reti di sensori ha consentito un conseguente sviluppo di
piattaforme e soluzioni software indirizzate al monitoraggio di sistemi e strutture navali
anche complesse [2] [3] [4]. Pertanto gli ultimi lavori in questo campo, presenti in letteratura
sotto la voce Naval Sensor Integration, rappresentano una fonte di riferimento per lo stato
dell’arte e per future implementazioni innovative nel settore ( come smartsensorsper IoT ).
In [5] gli autori presentano uno studio per ridurre i costi e la complessità nella installazione di
sistemi di monitoraggio dello scafo mediante l’installazione di sensori wireless e l’utilizzo di
una rete dati in fibra ottica, a realizzare un sistema ibrido con relativo caso d’uso (venti nodi
sensore e rete in fibra ottica su un FSF-1 Sea Fighter). Al duplice vantaggio di poter disporre di
un sistema dotato della non invasività dei sensori wireless e della qualità della comunicazione
offerta dalle connessioni in fibra ottica, non si evince tuttavia il potenziale offerto da questo
sistema nella gestione dei dati acquisiti, e se e come questi siano utilizzati (in fase di
elaborazione) per ricavare informazioni utili, ovvero di interesse per gli scopi perseguiti.
In [6], Korczewski e Zacharewicz presentano un metodo per la diagnosi degli spazi di lavoro,
applicato a tre diversi modelli di motore marino diesel a bordo di navi da guerra polacche.
Tale metodo si basa su misurazioni della pressione del gas di scarico nei canali di
collegamento dei cilindri con la turbina del turbocompressore. La ricerca è orientata
all’applicazione di una metodologia diagnostica per migliorare l’affidabilit{ dei motori
impiegati. Anche in questo caso, lo studio non approfondisce gli aspetti legati al management
dell’informazione che invece consentirebbe un ulteriore avanzamento della proposta.
Una piattaforma software avanzata per la gestione di dispositivi e sensori eterogenei integrati
a bordo nave è invece presentata in [7]. In particolare viene proposto un sistema intelligente
non invasivo, anche con l’impiego di sensori wireless, capace di operare in ambienti difficili e
poco accessibili (ad esempio in sala macchine). I dati acquisiti vengono quindi raccolti ed
elaborati in tempo quasi-reale realizzando una ottimizzazione nella fase di testing, la
possibilità di produrre una carta di identità dell’imbarcazione utile per tutto il suo ciclo di vita,
e non ultimi il miglioramento nella qualità e la semplificazione delle operazioni di
manutenzione. Il lavoro, pur risultando antecedente allo sviluppo e alla crescita esponenziale
delle applicazioni in ambiente Cloud, presenta specifiche sufficienti per poter essere evoluto
in questa direzione, dove modularità e scalabilità rappresentano due requisiti indispensabili.
1.1.2. Laboratorio
All’utilit{ nell’impiego della sensoristica di bordo per il monitoraggio di sistemi e strutture a
fini prestazionali e/o di comfort, si affianca la necessità di poter effettuare delle prove di
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laboratorio soprattutto in ambito strutturale al fine di garantire livelli crescenti di sicurezza.
Prove di laboratorio consentono di lavorare al raggiungimento di questi obiettivi attraverso
l’impiego di sensori di rilevamento collegati (via wired o wireless) alla piattaforma di
elaborazione appositamente allestita. In particolare, per entrambe le tecnologie (sensoristica
e piattaforma) è comune distinguere la parte hardware dalla parte software e quindi l’impiego
di soluzioni proprietarie (con licenza d’uso commerciale) da soluzioni aperte (tipicamente
riconosciute come open source, ad esempio con licenza GPL – General Public Licence). Tuttavia,
dal punto di vista implementativo e produttivo, la tendenza è non solo di integrare le risorse
disponibili, ovvero preesistenti, con nuove risorse in un’unica piattaforma integrata per la
loro gestione, modulare e scalabile, bensì di ‘fondere’ le risorse hardware con il software di
ciascun dispositivo integrato. La virtualizzazione delle risorse ne è un esempio concreto, e
peraltro presentato a seguire nella sezione Strategia, nella parte dedicata a Il Cloud
Computing. A questa si aggiunge la crescita esponenziale nell’interesse verso i Big Data [8]
ovvero verso le più avanzate tecniche di data management.
1.2. Tecniche avanzate di data management
La domanda che è lecito porsi di fronte alla generazione e manipolazione di dati in qualunque
contesto di monitoraggio può definirsi come una mole convenzionale (‘piccola’) di dati oppure
piuttosto ‘grande’ (Big Data). La risposta può ritenersi funzionale alle capacit{ di
immagazzinamento, di processamento e di trasporto del sistema di gestione dell’informazione
impiegato per automatizzare i processi di qualunque contesto operativo in origine ‘human
based’. Un dataset può presentare caratteristiche di mole e complessit{ tali da richiedere
strumenti più evoluti, quindi non più considerati ‘tradizionali’ per il loro processamento ed
interpretazione. I dati diventano Big poiché sempre più trasduttori (sensori) sono capaci di
fornire dati sulle grandezze fisiche da loro osservate/acquisite in un tempo sempre più
ristretto. Quindi, nei giorni nostri, s’innesca un meccanismo in cui sempre più sensori vengono
utilizzati, con una frequenza di acquisizione dei parametri fisici sempre più alta. I calcolatori
abili a determinare nuove informazioni sempre più utili diventano più complessi. Si nota come
i sistemi informatici attuali capaci di ottemperare le richieste di Big Data Management sono
riconducibili ad architetture hardware e software caratterizzate da due principali unità. Una
unità di calcolo a bordo del veicolo/imbarcazione sotto analisi ed una unità remota posta nel
Cloud Computing. La prima unità si occupa di un immagazzinamento e processamento leggero
dei dati (definito in-linea), mentre la seconda unità di un processamento più pesante
residente nel Cloud Computing (post processing). ConCloud Computing, la cui trattazione è
approfondita nella Sezione 2.2. , si intende sia la capacità di memorizzare moltissimi dati
(capacità quasi illimitata) financo al loro processamento con tecniche di distribuzione del
calcolo computazionale attraverso consolidate tecnologie di parallellizzazione. E’ l’approccio
che usa Google nel mantenere traccia delle informazioni carpite dai vari siti web e che
vengono prontamente rese disponibili attraverso la ricerca ed interrogazione del motore di
ricerca. L’approccio al Cloud da adoperare è di tipo ibrido in cui l’immagazzinamento e
processamento di dati non sensibili avviene su un Cloudpubblico (vedi ad esempio Amazon
[9], Google [10], Microsoft Azure [11]), mentre i dati con contenuto personale/privato (o di
business a valore aggiunto) devono risiedere all’interno di Cloudprivati predisposti dagli
operatori che hanno tutto l’interesse a gestire i Big Data originati dal veicolo/imbarcazione.
Possiamo quindi riferirci a:
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Un Cloud privato minimale che all’occorrenza scala su Cloud esterni pubblici. Questa
capacità di differenziare il tipo di computazione è definita horizontalscalabilty ed elasticity
of Clouds.
- Un Cloud orizzontale che trasborda la sua computazione verso lidi più economici e
vantaggiosi.
- Un post processing dei dati come valore aggiunto nell’interpretazione dei dati stessi visto
sotto il profilo del risparmio di risorse a bordo (carburante, energia, acqua, ecc.), della
ottimizzazione e del confort (attraverso la minimizzazione delle vibrazioni, le
ottimizzazioni delle rotte, la predisposizione di aree portuali per lo stop temporaneo), di
nuovi servizi (quali procedure di rescue e safety monitorabili ed aggiornabili da remoto,
servizi di intrattenimento a bordo con IoTsconfigurabili dal Cloud).
I Big Data vanno quindi visti nell’ottica di un miglioramento dell’esperienza di utilizzo di
veicoli/imbarcazioni.
Attraverso ilCloud, è possibile disporre di una interfaccia unica
remota verso una utenza dotata di dispositivi mobile e tablet sempre connessi (vedi WiFi,
HSDPA-3.5G, LTE-4G), capaci di interagire attraverso Apps sempre più sofisticate.
-
1.3. Ingegneria dell’informazione, i formati XMLe JSON
L’acquisizione di dati ‘grezzi’, ovvero non elaborati, si presta a diverse tecniche e metodologie
per la loro strutturazione. Al fine di utilizzare uno standard riconosciuto per i nostri propositi
evidenziati nel presente lavoro, quindi diffuso su larga scala e sostenuto nel suo sviluppo dalla
comunità scientifica, abbiamo selezionato e confrontato due soluzioni: XML e JSON.
XML [12], sigla di eXtensible Markup Language, è un cosiddetto linguaggio marcatore, ovvero
un insieme di regole che descrivono i meccanismi di rappresentazione utilizzando delle
convenzioni riconosciute. Ciò consente ai proprietari di un documento o di un testo di definire
e controllare il significato degli elementi in esso contenuti. XML è di tipo descrittivo, ovvero a
differenza dei linguaggi marcatori procedurali presenta la caratteristica vantaggiosa di
separare la struttura dalla presentazione. Tuttavia la stessa informazione potrebbe essere
descritta in maniera differente rendendone difficoltosa la ricerca.
JSON [13], sigla di JavaScript Object Notation, è un formato di interscambio dati basato su
standard ECMAScript®[14] adatto in applicazioni client-server. Rappresenta una alternativa
ad XML (linguaggio di marcatura e non di interscambio) essendo peraltro particolarmente
accessibile via web per via della diffusione di JavaScript.
Entrambi i formatirientrano pienamente in politiche di Systems Innovation, e sono oggetto di
valutazione sperimentale nelle nostre misure.
2. STRATEGIA
2.1. Il processo Case Based Reasoning (CBR)
La strategia adottata nell’ambito del nostro lavoro di ricerca include una metodologia di
intelligenza computazionale, il cui processo base è noto come Case Based Reasoning (CBR)
[15]. Tale processo consente la risoluzione di nuove problematiche basandosi sulla
conoscenza ovvero sulle soluzioni di problemi antecedenti, quindi ragionando per confronto
ed analogie. Il CBR si è evoluto come un potente metodo di ragionamento automatico, ma è in
principio parte naturale del comportamento umano per la risoluzione di diverse
problematiche nei diversi ambiti basato sulla conoscenza degli eventi.
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L’uso della conoscenza come strumento di indagine e di risoluzione delle problematiche di
interesse richiede l’attuazione di politiche e meccanismi di ricerca e riconoscimento
dell’informazione. Ciò lega il processo CBR all’adozione del linguaggio XML per la
rappresentazione delle informazioni. A tal riguardo, in [16] gli autori presentano una
proposta, denominata ‘CBR for XML Document Recommendation (CXDR)’ per agevolare la
ricerca delle informazioni da documenti XML.
2.2. Il Cloud Computing
Il Cloud Computing rappresenta un ulteriore evoluzione dei sistemi IT, riconosciuto come
paradigma dei sistemi diffusi come Large Scale Distributed Systems. La letteratura scientifica è
ricca di definizioni del Cloud e di tassonomie rivolte al suo impiego nei diversi contesti
pubblici e privati, di governance o business-oriented, o piuttosto orientati alla sostenibilità
energetica [17].
Un’ importanza crescente vanno assumendo ambienti di Cloud federati, quindi di Inter-Clouds
[18] [19], particolarmente in scenari di ottimizzazione nella gestione delle risorse da sistemi
(reti di sensori, oggetti, clouds) eterogenei e in quella che viene definita come Future Internet,
ovvero l’Internet delle Cose (Internet of Things – IoT), l’Internet dei Servizi (Internet of
Services – IoS), l’Internet delle Persone (Internet of People – IoP), e loro combinazioni. Lo
stesso per quanto concerne il cosiddetto Cloud delle Cose (Cloud of Things – CoT) [20].
Il Cloud è strettamente legato al concetto di virtualizzazione delle risorse, ovvero alla
possibilità di rendere disponibili le risorse hardware al software in forma di risorse virtuali,
quindi installando sistemi operativi su componenti hardware virtuali (Hard Disks, RAM,
CPUs, Network Interfaces) chiamati macchine virtuali. La creazione, l’allocazione e la
migrazione di macchine virtuali consente una razionalizzazione quindi una ottimizzazione
nella gestione delle risorse disponibili: più macchine virtuali possono girare
contemporaneamente sullo stesso sistema fisico e possono essere eventualmente migrate
laddove le condizioni di funzionamento (di sistema, ambientali, in termini di costi, di servizio)
sono più vantaggiose.
Il Cloud rappresenta quindi un ambiente avanzato per la gestione delle informazioni
provenienti da reti di sensori eterogenee, introducendo un modello pay-as-you-go [21] ed un
abbattimento dei costi crescente per servizi su larga scala. In particolare, la capacità di
collezionare dati da sensori di diversa natura, il salvataggio e la conservazione distribuita
degli stessi anche in grandi quantità e dimensioni, la disponibilità di interfacce user-friendly
per l’accesso ai dati e la loro gestione, e di soluzioni di business intelligence per la gestione,
quindi l’estrapolazione e la correlazione dei dati rappresentano indubbi vantaggi al fine di
ottenere un sistema di diagnostica più avanzato rispetto ai sistemi tradizionali.
2.3. Diagnostica avanzata, un catalogo intelligente
Attualmente i sistemi di monitoraggio, o più in generale i sistemi diagnostici a basso livello di
complessità architetturale, trasmettono i dati acquisiti da reti di sensori a basso costo a
sistemi di storage e di processamento, a loro volta centralizzati o distribuiti. Per un livello
crescente della suddetta complessità (determinata sulla base dei fenomeni oggetto di
osservazione e controllo e su scala di distribuzione) nasce l’esigenza di gestire le informazioni
provenienti da reti di sensori eterogenei (ovvero con caratteristiche diverse in termini di dati
acquisiti e trasmessi, parametri misurati, interfaccia di comunicazione, protocolli), ancor più
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in uno scenario conosciuto come Internet of Things (IoT) e con l’impiego di sensori intelligenti
(smartsensors).
Tuttavia, nei casi in cui si richiedono tempi di risposta sufficientemente ridotti (basti pensare
alla necessità di monitorare parametri la cui variazione o il cui valore risulta essere
significativo in termini di gestione del rischio) è possibile prevedere la corretta
interpretazione dei dati acquisiti in forma di cosiddetti tripwires diagnostici intelligenti.
I tripwires diagnostici sono strumenti automatizzati impiegati per monitorare con prontezza
sistemi complessi. Tali strumenti sono di supporto al Program Manager Assistant (APM), o ad
analoghe figure aziendali e/o presso enti, su potenziali problemi di prontezza su fenomeni
conosciuti. Questo prima che fonti identificate come causa di rischio possano causare guasti di
diversa gravità (soprattutto catastrofici) in termini ambientali, umani e/o economici, aiutando
a prescrivere le procedure di manutenzione in fase preventiva.
In [22] gli autori presentano dieci passi per la rapida individuazione di possibili incidenti
all’interno di una struttura avente un proprio business. Tra questi in particolare citiamo il
primo passo richiamante alla comprensione e quindi alla conoscenza del proprio business, ed
il decimo in cui si richiama alla condivisione della conoscenza sebbene orientata alla metrica di
sicurezza.
La scelta dell’utilizzo di tripwires diagnostici non è tuttavia esente da criticit{. In particolare,
questi sistemi devono ottimizzare le loro prestazioni nel tempo, e per farlo devono osservare
regole di apprendimento collaborativo. Le parti costituenti tali sistemi devono inoltre essere
in grado di fornire, a loro volta, dati sulle medesime prestazioni, che vanno opportunamente
analizzati per produrre una valutazione scientifica rigorosa e quindi obiettiva. E' inoltre
opportuno richiedere ad un siffatto sistema capacità di automatismo per meglio ottemperare
alla richiesta di prontezza nel supporto all'APM. Un ulteriore criticità è quindi rappresentata
dalla necessità di monitorare anche i processi definiti come 'chiamate di servizio' per
assicurarne la tempestività dei segnali di allerta e quindi la prontezza, come da
programmazione. Ciò implica la determinazione di soglie, con la condizione che ogni
eventuale scostamento significativo dalle stesse dovrà attivare una tripwire diagnostica per il
sistema CBR client associato.
Un sistema siffatto, con il soddisfacimento delle suddette criticità evidenziate, può quindi
essere utilizzato nella gestione di flotte navali. Tale sistema consentirebbe di ridurre al
minimo i tempi di inattività della flotta stessa, favorendo l'arricchimento delle conoscenze
manutentive e la loro la distribuzione e condivisione tra il personale impiegato.
3. CASO DI STUDIO
Il presente lavoro scientifico si inquadra come prima fase di un più ampio programma di
ricerca mirato alla ottimizzazione dei processi di gestione delle informazioni acquisite tramite
reti di sensori, attraverso l’impiego di tecniche e metodologie proprie del Cloud ed in
particolare in ambienti Cloud federati. Il caso di studio presentato rientra pienamente
nell’ambito gi{ introdotto nella Sezione 1 al paragrafo 1.1.2.
Come premessa ai paragrafi seguenti, è importante evidenziare come lo scenario introdotto
riguarda lo svolgimento delle prove sperimentali come da procedura comunemente adottata e
quindi non ottimizzata per gli obiettivi che ci proponiamo di raggiungere con le soluzioni da
noi proposte. Al paragrafo 3.3 invece, dopo aver discusso le problematiche evidenziate per il
suddetto scenario, proponiamo le nostre soluzioni e quindi a seguire, nella Sezione 4,
introduciamo le misure eseguite per i nostri scopi.
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3.1. Scenario
Lo scenario consiste nell’ambiente di acquisizione ed elaborazione dei dati provenienti da
prove sperimentali su provini di materiali correntemente impiegati per la costruzione di
imbarcazioni da diporto. Le suddette prove sono state condotte in laboratorio al fine di
valutare il comportamento ad impatto di due tipologie di materiale quali sandwichese
laminati. In particolare sono state effettuate due tipologie di prove:
 penetrazione su sandwich con macchina a caduta di grave e impattatore
sferico;
 penetrazione su laminato con macchina a caduta di grave e impattatore
sferico.
Specificatamente lo scenario si compone di due processi paralleli, dove la prima fase, comune
ad ambedue i processi, prevede l’esecuzione in laboratorio delle suddette prove sui campioni
di materiale. La seconda fase si differenzia nella modalità di elaborazione dei dati acquisiti. Un
primo processo prevede che i dati acquisiti vengano salvati in formato testuale sul disco
rigido di un comune PC, e che i successivi passi per la loro elaborazione siano eseguiti
mediante l’impiego di un software con licenza commerciale e comunque senza l’adozione di
uno standard riconosciuto. Un secondo processo è invece oggetto della nostra soluzione
proposta, che verrà principalmente discussa nella 3.2, e prevede la conversione automatica
del file testuale in uno standard riconosciuto mediante l’adozione di tecnologie open source , al
massimo limitando l’impiego di software proprietario per la sola gestione della scheda di
acquisizione (nell’ottica di consentire il reimpiego di sistemi già in uso in ambienti tecnologici
integrati con tecnologie open source o di nuova generazione), e quindi rendendo
l’informazione acquisita disponibile in un formato idoneo per essere elaborata in maniera
intelligente, svincolata dall’adozione di un'unica tecnologia proprietaria, aperta all’immediata
estrapolazione e/o correlazione delle informazioni aventi origini differenti e/o provenienti da
diverse tipologie di sensori, quindi eterogenee.
3.1.1. Prima fase
La prima fase comune ai suddetti processi rappresentativi del nostro caso di studio prevede
l’impiego di accelerometri piezoelettrici ICP (modello 353 B16) con montaggio adesivo sul
carrello scorrevole e sulla superficie di base, per la misurazione delle accelerazioni
conseguenti alla caduta del grave ed al suo impatto sul provino di materiale utilizzato (che
potrà contemporaneamente essere oggetto di indagine termografica). I sensori sono collegati
via cavo ad un dispositivo per la calibrazione strumentale e quindi al dispositivo di
acquisizione, montato su PC e rappresentato da una scheda National Instruments 4472 dotata
di otto canali d’ingresso analogici.
Ogni singola prova viene gestita attraverso una interfaccia grafica appositamente realizzata
per il controllo dei canali utilizzando l’ambiente di sviluppo integrato LabVIEWdella National
Instruments [20], nel linguaggio di programmazione visuale/grafico della stessa azienda
chiamato linguaggio G.
Riportiamo a seguire alcune informazioni relative alla strumentazione impiegata nelle
suddette prove:
 Altezza macchina di prova a caduta di grave : 2.5 m;
 Altezza di caduta : 1 m;
 Velocità iniziale di impatto : 4.5 m/s ca. ;
 Geometria di piastre rettangolari laminati : 650 x 275 x 10 mm;
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
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
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


Geometria di piastre rettangolari sandwiches : 1000 x 1000 x 41 mm;
Diametro sfera impattatore in acciaio : 12.5 mm;
Massaimpattatore : 8 kg;
Frequenza di risonanza accelerometro : 71.5 kHz;
Frequenza di campionamento : 5 kHz* ;
Numero campioni acquisiti per ogni prova : 10.000;
Analisi dei segnali accelerometrici : filtro passa-basso Chebyshevdel 1° ordine**.
* affinché le caratteristiche elettro-meccaniche del sensore accelerometrico piezoelettrico non
influenzino la risposta.
** definita analizzando lo spettro del segnale.
3.1.2. Seconda fase – utilizzo sistema chiuso
Si estende l’utilizzo dell’ambiente di sviluppo integrato NILabVIEWper la successiva
elaborazione dell’informazione acquisita dalle prove, evidenziando diverse problematiche.
Il caso di studio prescelto si colloca infatti come scenario elementare nell’ambito della
acquisizione e del processamento dei dati provenienti da sensori, e seppur relativo alla
esecuzione di prove sperimentali in laboratorio e non esteso espressamente alla diagnostica
di bordo, è tuttavia molto significativo perché maggiormente diffuso nel tempo e su larga
scala. Di conseguenza, l’apporto di soluzioni alle problematiche evidenziate da un sistema
siffatto ha un impatto positivo su più ampia scala. In particolare, il sistema impiegato per
l’acquisizione e l’elaborazione delle informazioni nel suddetto scenario evidenzia
problematiche crescenti all’aumentare della quantit{ e della eterogeneit{ dei dati acquisiti,
nonché di costi legati all’utilizzo di tecnologia proprietaria. Quest’ultimo vincolo inoltre risulta
ancor più evidente allorquando vige la necessità di monitorare parametri di natura differente
(eterogeneit{ dei dati) con l’impiego di diverse tecnologie di sensori (eterogeneit{ dei
sensori), possibilmente correlando le informazioni provenienti dai primi ed integrando le
seconde. L’acquisizione di dati grezzi, ovvero non ancora elaborati o che sono riportati in un
formato non prontamente disponibile per estrarre le informazioni rilevanti ai fini
dell'inchiesta, potrebbe comportare una gestione dei flussi informativi e dei carichi di lavoro
troppo onerosa soprattutto nel processamento e quindi nella estrapolazione delle
informazioni di interesse. Se a ciò aggiungiamo che un sistema siffatto non impiega uno
standard nella rappresentazione dell’informazione, lo stesso si presta di conseguenza ad una
ridotta accessibilità.
L’accesso al dato nel caso di studio consente l’immagazzinamento dello stesso e la sua lettura,
ma è di fatto incapace di associarlo all’evento. Ciò rappresenta un limite che impedisce il
disporre di un sistema intelligente di apprendimento collaborativo ovvero idoneo alla
risoluzione di nuove problematiche basandosi sulla conoscenza.
Dal punto di vista della gestione dei costi nel comparto ricerca e sviluppo, soprattutto per
aziende piccole e medio piccole (ma non solo), è importante la possibilità di poter reimpiegare
in tutto o in parte le tecnologie disponibili per le misurazioni a venire. Un sistema siffatto,
inoltre, vincola l’utilizzatore alle risorse disponibili (in termini di storage e di processamento)
in loco. Esaurite le stesse l’utilizzatore non è più in grado di proseguire nel suo lavoro se non
investendo economicamente in nuove risorse.
Il caso di studio proposto evidenzia questi limiti e apre quindi alla necessità di adottare
soluzioni modulari, aperte e altamente scalabili, capaci di un adeguato compromesso tra
esigenze prestazionali e di riduzione dei costi.
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3.2. Soluzione proposta
In questo lavoro, al fine di rispondere alle problematiche precedentemente evidenziate,
presentiamo una strategia orientata a sviluppare un catalogo intelligente. Tale strategia si
basa sulla esecuzione di misure sperimentali orientate alla valutazione delle condizioni
affinché, attraverso la cooperazione di ambienti Cloud federati, sia possibile l’utilizzo ad un
più alto livello e su larga scala dei principi di gestione della conoscenza propri del Case
BasedReasoning (CBR) e di Big Data Management (BDM). I risultati delle misure sperimentali
condotte e presentate nel presente lavoro consentono di valutare la bontà, in termini
qualitativi e quindi numerici, delle scelte ipotizzate per costruire la base scientifica di un più
ampio progetto per la diagnostica avanzata in campo navale.
4. MISURE
4.1. Procedura
I dati acquisiti sono stati automaticamente salvati in formato testuale .txt, ovvero in 8 files di
dimensione pari a circa 8 MB ciascuno, e processati utilizzando un IBM Blade Server LS21 [21]
con 4 GB di RAM ed equipaggiato con sistema operativo Linux Ubuntu 12.04 LTS Server [22].
4.2. Conversione da TXT a XML
E’ stato realizzato un applicativo per trasformare un file in formato testuale .txt , contenente i
valori delle misurazioni effettuate attraverso l’impiego dei sensori accelerometrici, in un file
XML. Per far ciò si è deciso di utilizzare java [23], ed in particolare sono state realizzate due
classi denominate TxtToXML e Converter. La prima contiene il metodo main ed ha funzioni di
istanziare un oggetto di tipo converter, a cui passa il file da elaborare ricevuto tramite riga di
comando, quindi di creare un file (denominato tempi.log) dove salvare il tempo di esecuzione
necessario misurato in millisecondi. La seconda, ovvero la classe Converter, è quella che
realmente trasforma il file. In particolare, per i nostri scopi sono state realizzate tre versioni
per quest’ultima classe:
1.
Questa prima versione genera un file XML contenente tutte le misurazioni dei vari
canali divise per esperimenti con la seguente struttura:
<MISURE>
<ESPERIMENTO numero="1">
<CHANNEL num="0">-0.000220</CHANNEL>
<CHANNEL num="1">-0.000440</CHANNEL>
</ESPERIMENTO>
<ESPERIMENTO numero="2">
<CHANNEL num="0">-0.000150</CHANNEL>
<CHANNEL num="1">-0.000259</CHANNEL>
<CHANNEL num="2">0.007227</CHANNEL>
</ESPERIMENTO>
...
</MISURE>
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242
2.
La seconda versione sviluppata genera un file XML in cui le varie misurazioni vengono
divise per canale. Gli esperimenti vengono separate da una stringa speciale “@@” ed un
esempio della struttura è il seguente:
<MISURE>
<CANALE num="0">@@[email protected]@[email protected]@</CANALE>
<CANALE num="1">@@[email protected]@[email protected]@</CANALE>
...
</MISURE>
3.
La terza versione è stata realizzata alla ricerca di un compromesso accettabile tra la
velocità di esecuzione e la dimensione del file di destinazione. Si è deciso quindi di lasciare
invariata la struttura base, distinguendo sempre le singole misurazioni, eliminando però il
nodo che suddivide i vari esperimenti. La struttura finale caratteristica è quindi così
determinata :
<MISURE>
<CHANNEL num="0">-0.000220</CHANNEL>
<CHANNEL num="1">-0.000440</CHANNEL>
<CHANNEL num="0">-0.000150</CHANNEL>
<CHANNEL num="1">-0.000259</CHANNEL>
<CHANNEL num="2">0.007227</CHANNEL>
...
</MISURE>
Ciascun file è stato processato con 30 misurazioni per ciascuna delle suddette versioni, ovvero
per ciascun file sono state condotte 90 misurazioni quindi conversioni da .txt a .xml,
valutando i risultati ottenuti in termini di tempo di esecuzione e dimensione del file .xml
rapportato a quella del file .txt.
4.3. Conversione da TXT a JSON
Analogamente a quanto effettuato per convertire contenuti .txtin XML, è stato sviluppatoun
applicativo per trasformare un file .txt in un file JSON. A tal proposito sono state quindi
implementate due classi in java : TxtTojSON e Converter. La prima contiene il metodo main, e
le sue funzioni sono: istanziare un oggetto di tipo converter a cui passa il file da elaborare e
creare un file denominato tempi.log dove salvare il tempo di esecuzione misurato in
millisecondi.
La classe Converter è quella che realmente trasforma il file, ovvero genera un file JSON in cui
le varie misurazioni vengono divise per canale. I risultati degli esperimenti vengono inseriti in
un array, ed un esempio della struttura è il seguente:
"esperimenti:"{
"channel0":["-0.000220","-0.000150", … ,"-0.000193"],
"channel1":["-0.000440","-0.000259", … ,"-0.000312"],
"channel2":["0.002412","0.007227", … ,"0.002851"],
"channel3":["-0.037148","-0.037356", … ,"-0.037025"]}
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Ciascun file è stato processato con 30 misurazioni, ovvero per ciascun file sono state condotte
30 conversioni da .txt a JSON, valutando i risultati ottenuti in termini di tempo di esecuzione e
dimensione del file JSON rapportato a quella del file .txt.
5. RISULTATI
A seguire i risultati ottenuti dalle prove condotte, e tabulati in Tabella 1 per una immediata
comparazione visiva degli stessi.
5.1. Da TXT a XML con prove di tipo 1
Dalle prove condotte con la prima versione della classe è stato prodotto un tempo medio di
esecuzione pari a circa 9 secondi e899millesimi di secondo (Figura 1). La dimensione del file
XML in uscita è risultata aumentata rispetto al file .txt in ingresso di un fattore moltiplicativo
pari a 4.7.
12000
Serie1
tempo esecuzione (ms)
11500
Serie2
11000
Serie3
Serie4
10500
Serie5
10000
Serie6
Serie7
9500
Serie8
t medio
9000
1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29
Figura 1: Da txt a xml con prove di tipo 1
5.2. Da TXT a XML con prove di tipo 2
Dalle prove condotte con la seconda versione della classe si è evidenziato come la dimensione
del file XML in uscita rimanga pressoché invariata rispetto al file .txt in ingresso, quindi con un
fattore moltiplicativo pari a 1. Risulta tuttavia un tempo medio di esecuzione pari a circa 2265
secondi(Figura 2) e praticamente inaccettabile per i nostri scopi richiedenti tempi di
elaborazione inferiori al minuto.
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244
2600000
Serie1
tempo esecuzione (ms)
2500000
Serie2
2400000
Serie3
Serie4
2300000
Serie5
2200000
Serie6
Serie7
2100000
Serie8
t medio
2000000
1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29
Figura 2: Da txt a xml con prove di tipo 2
5.3. Da TXT a XML con prove di tipo 3
In questo caso, utilizzando la terza versione della classe ottenuta dalle precedenti valutazioni
condotte sulle prove di tipo 1 e 2, il tempo medio di esecuzione risulta pari a circa 5secondi e
939 millesimi di secondo (Figura 3), mentre la dimensione del file XML in uscita risulta in
aumento rispetto al file .txt in ingresso di un fattore moltiplicativo pari a 3.5.
6400
tempo esecuzione (ms)
6300
Serie1
6200
Serie2
6100
Serie3
6000
Serie4
5900
Serie5
5800
Serie6
5700
5600
Serie7
5500
Serie8
5400
t medio
1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29
Figura 3: Da txt a xml con prove di tipo 3
Tabella 9: Risultati conversioni da txt a xml
Prove
Tipo 1
Tipo 2
Tipo 3
Tempo medio
esecuzione
[s]
< 10
2265
<6
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Dimensione file xml
rispetto al txt
[fattore moltiplicativo]
4.7
1
3.5
245
5.4. Da TXT a JSON
Dalle prove condotte il tempo medio di esecuzione risulta essere inferiore ai2 secondi, mentre
la dimensione del file JSON in uscita risulta in aumento rispetto al file .txt in ingresso di un
fattore moltiplicativo pari a 1.2. Questo risultato, se confrontato con quanto prodotto a
seguito delle prove di conversione da TXT a XML, risulta essere migliorativo sia in termini di
tempo di esecuzione (ridotti di un fattore pari a 2 su 6, ovvero di circa il 66,67 % ) sia in
termini di dimensione del file in uscita (ridotta del 65,71 % circa), come evidenziato in Tabella
2.
2100
tempo esecuzione (ms)
2075
Serie1
2050
Serie2
2025
Serie3
2000
Serie4
1975
Serie5
1950
Serie6
1925
1900
Serie7
1875
Serie8
1850
t medio
1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29
Figura 4: Da txt a json
Tabella 2: Risultati da comparazioni delle prove
Prove
Tipo 3
da txt
json
a
Tempo medio
esecuzione
[s]
6
<2 (-66.67%)
Dimensione file
uscita rispetto al txt
[fattore moltiplicativo]
3.5
1.2 (-65.71%)
6. CONCLUSIONI E SVILUPPI FUTURI
I risultati conseguiti dal presente lavoro scientifico dimostrano come il formato JSON sia
ottimale per l’applicazione di tecniche avanzate di data management, orientando lo sviluppo
tecnologico versola cooperazione di ambienti Cloud federati, con l’utilizzo di database NoSQL
invece dei relazionali, a favorire politiche di business intelligence avanzate e consentendo
l’utilizzo ad un più alto livello e su larga scala dei principi di gestione della conoscenza propri
del Case BasedReasoning (CBR) e di Big Data Management (BDM).Tale strategiasi presta nello
sfruttare al meglio le capacità di automatismo disponibili per meglio ottemperare alla
richiesta di prontezza nel supporto al personale. Al contempo risponde alla necessità di
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monitorare i processi definiti come 'chiamate di servizio' garantendo prontezza e quindi
tempestività dei segnali di allerta attraverso la determinazione di soglie, e rispettando la
condizione che ogni eventuale scostamento significativo dalle stesse soglieattiverà una
tripwire diagnostica per il sistema CBR client associato. I risultati delle misure sperimentali
condotte e presentate nel presente lavoro confermano la bontà, in termini qualitativi e quindi
numerici, delle scelte ipotizzate per costruire la base scientifica di un più ampio progetto per
la diagnostica avanzata in campo navale. La nostra attività di ricerca nel settore attraversa un
periodo di importante crescita, prospettando già a breve e medio termine ulteriori passi in
avanti nella attuazione di strategie in grado di migliorare la gestione di sistemi complessi in
campo navale, accompagnata dalla integrazione di nuove tecnologie di sensori intelligenti,
quindi più performanti e orientati alla business intelligence per un miglioramento globale
nelle attività di data management e nella diagnostica navale. Dal punto di vista dei possibili
sviluppi futuri, la scelta nell’utilizzo di tecnologie open source consente di aumentare
notevolmente i margini di sviluppo della soluzione proposta, prestandosi a più alti livelli di
scalabilit{ e flessibilit{. La strategia proposta, supportata dall’esito positivo delle misurazioni
condotte, applicata alla gestione di flotte navali consentirebbe quindi di sviluppare ulteriori
politiche di mitigazione dei rischi a bordo nave o nelle aree di prossimità, aumentando
notevolmente la sicurezza per il personale impiegato.
RICONOSCIMENTI
Le misure condotte e presentate nel presente lavoro sono state effettuate con il contributo
dell’Ing. Antonino Galletta(Università degli Studi di Messina – D.I.C.I.E.A.M.A.) cui va il nostro
riconoscimento per il valido apporto fornito.
BIBLIOGRAFIA
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(PMBOK® Guide) —Fifth Edition”, 2013.
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Institute of Technology, Stockholm - Sweden (2009).
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http://www.tripwire.com/register/10-steps-for-early-incident-detection/
[23] “NI LabVIEW”, http://www.ni.com/labview/i/
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21. Studio di nuove formulazioni di rivestimenti protettivi
per imbarcazioni con proprietà antivegetative
G. Galtieri1, A.M. Visco1, A. Pistone1, D. Iannazzo1, G. Fricano1, F. Marino Merlo2, C. Urzì2,
F. De Leo2
1DIECII,
Università di Messina
1Dipartimento di Scienze Biologiche e Ambientali,
Università di Messina
Sommario
I prodotti antivegetativi usati nel settore della nautica devono possedere proprietà biocide, di
ecocompatibilit{ con l’ambiente marino e di durabilit{ meccanica. Nel presente lavoro
abbiamo messo a punto dei rivestimenti protettivi (gelcoat) a base di resina poliestere
additivata con lo 0,4% in peso di nanotubi di carbonio a parete multipla (MWCNT) che hanno
una buona natura biocida e danno anche rinforzo meccanico al nanocomposito. L’analisi
dell’angolo di contatto, i test meccanici statici e ad impatto, i test di adesione e di attivit{
biocida hanno mostrato che l’aggiunta dei MWCNT alla matrice di resina comporta un
decremento delle proprietà meccaniche a fronte di una buona adesività, un aumento del
carattere idrofobo e di un ottimo potere antivegetativo del rivestimento finale. Inoltre, in
confronto agli elevati livelli di tossicità riscontrati per i prodotti commerciali già in uso, i
livelli minimi evidenziati per questi nuovi rivestimenti, li rendono buoni candidati
biocompatibili per un loro concreto utilizzo.
1. INTRODUZIONE
Col termine “biofouling” si intende la formazione di incrostazioni di origine biologica su superfici
immerse in acqua (figura 1). Ciò causa una diminuzione dell’efficienza delle imbarcazioni per il
deterioramento e aumento della rugosità delle superfici causando un aumento del consumo di
carburante e riducendo la manovrabilità delle imbarcazioni.
Pertanto la formazione di tali incrostazioni costituisce un problema economico oltre che
ambientale, quest’ultimo dovuto al fatto che negli anni sono stati utilizzati potenti rivestimenti
antivegetativi altamente tossici a base di organocomposti di stagno, rame, zinco, etc. allo scopo
di ridurre o eliminare la formazione del fouling marino (figura 2) [1].
Il settore nautico è quindi da diversi anni alla ricerca di prodotti antivegetativi ed anti-attrito
in grado di soddisfare il complesso equilibrio di requisiti quali l’efficacia biocida,
l’ecocompatibilit{, il costo e la durabilit{ meccanica al fine di sostituire i rivestimenti
tradizionali con nuove formulazioni più biocompatibili con l’ambiente marino [2].
Materiali alternativi “eco-friendly” attualmente studiati per risolvere tale esigenza ricadono
nell’ambito di siliconi ( elastomeri di PDMA) o fluoro-polimeri [3]. Essi necessitano però di un
primer per aderire agli scafi per la loro scarsa capacità di adesione e non sono efficienti per
prevenire l’adesione di alcuni organismi marini. Anche altri polimeri, come il PEG o il
poliuretano sono oggetto di studio per tale applicazione [4].
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Figura 1: Immagine di una carena di una imbarcazione dopo immersione
in acqua di mare con sviluppo di macrofouling
In questo ambito, lo sviluppo di rivestimenti protettivi contenenti i nanotubi di carbonio può
essere una valida soluzione alla problematica grazie alla natura biocida di tali filler ed alla loro
funzione di rinforzo meccanico.
Figura 2: Schema delle fasi di formazione del biofouling marino.
Nel presente lavoro abbiamo messo a punto dei rivestimenti protettivi (gelcoat) a base di
resina poliestere additivata con lo 0,4% in peso di nanotubi di carbonio a parete multipla
(MWCNT) che potrebbero essere utilizzati per la prevenzione del biofouling nelle
imbarcazioni.
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250
La caratterizzazione dei materiali è stata eseguita mediante l’analisi dell’angolo di contatto,
test meccanici statici e ad impatto, test di adesione a taglio e di pull-off.
L’attivit{ antivegetativa è stata valutata sperimentalmente, mediante l’allestimento in
laboratorio di colture di microrganismi opportunamente scelti per la loro diffusione in
ambienti acquatici; è stato inoltre, analizzato il grado di biocompatibilità del rivestimento
attraverso test di tossicità in vitro con colture cellulari selezionate.
I risultati sperimentali fin qui ottenuti hanno mostrato che l’aggiunta dei MWCNT alla matrice
di resina poliestere comporta un decremento delle proprietà meccaniche a fronte di una
buona adesività, un aumento del carattere idrofobo e di un ottimo potere antivegetativo del
rivestimento finale. Inoltre, in confronto agli elevati livelli di tossicità riscontrati per i prodotti
commerciali già in uso, i livelli minimi evidenziati per questi nuovi rivestimenti, li rendono
buoni candidati biocompatibili per un loro concreto utilizzo.
2. PARTE SPERIMENTALE
2.1. Materiali
Matrice: gelcoat a base di resina poliestere Maxguard® MP –Iso-NPG Gelcoat della Ashaland.
Rinforzo: i nanotubi di carbonio a parte multipla, MWCNT, sono stati sintetizzati mediante Chemical
Vapor Deposition da isobutano e su catalizzatori a base di Fe/Al 2O3; la sintesi è stata condotta
a 600 °C in atmosfera di elio. I nanotubi di carbonio sono stati sottoposti a trattamenti di
purificazione con attacchi acidi, con HCl, e basici, con NaOH, per eliminare tracce di
catalizzatore o altre sostanze indesiderate ottenendo un grado di purezza > 98% in peso. I
nanotubi di carbonio impiegati come rinforzo hanno un “aspect ratio” medio pari a 1000
presentando lunghezze e diametri medi uguali rispettivamente a 15 m e 15 nm (figura 3) .
Figura 3: immagine microscopica TEM a bassi e alti ingrandimenti relativa ai
MWCNT impiegati come rinforzo
Nanocomposito: sonicazione dei MWCNT ( 0.4% in peso) in acetone a 50°C fino a formazione di
un gel; addizione del gelcoat (99.6% in peso) e miscelazione con agitazione magnetica a 50°C
per 30 min . Dopo 1h a temperatura ambiente si aggiunge il 2% in peso di induritore (MEKP –
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251
Methyl Ethil Ketone Peroxide). Il nanocomposito viene quindi introdotto in uno stampo rigido in
polizene di geometria: (6,5 x 1,27 x 0,42) cm (lunghezza x larghezza x spessore).
Cura: I campioni di gelcoat e/o gelcoat + MWCNT (figura 4) sono stati reticolati 24 h a temperatura ambiente, in
stampi e post curate in stufa a 80°C per 5h.
Figura 4: fotografia di un campione di gelcoat (bianco) e di nanocomposito (grigio)
2.2. Test fisici, meccanci e biologici
La bagnabilità delle resine è stata valutata mediante la misura dell'angolo di contatto,
deponendo una goccia di acqua deionizzata a temperatura ambiente sulla superficie orizzontale
del campione mediante una siringa calibrata da 0,5 micro-litri. Una video-camera collegata al
computer consente di catturare l’immagine della goccia appena adagiata sul materiale e di
definire, mediante software, la misura della linea di base della goccia dalla quale sono ricavabili
il raggio R e l’altezza della goccia H che servono per calcolare l’angolo di contatto θ mediante la
seguente formula:
 = 2 arctg (H/R)
(1)
Le prove di flessione a tre punti sono state eseguite mediante una macchina di prova universale
Lloyd, mod.LR10K, ed in accordo con la normativa ASTM D790 (geometria: Luce=50 mm,
velocità di discesa del punzone pari a 1.25 mm/min).
Le prove di impatto (Izod) sono state effettuate in base alla norma ASTM D256-10 con un
CEAST RESIL dotato di mazza da 25J. La geometria dei campioni geometria è di 12.7 mm x 64
mm, 4.2 mm spessore. L’intaglio profondo 2,5 millimetri è stato eseguito con un CEAST
NOTCHVIS con un angolo di taglio di 45°.
I test di adesione comprendono analisi a taglio e test di pull-off in base alle normative ASTM D5868-01 e ASTM D4541 [5,6] . I test di adesione a taglio sono stati realizzati ponendo
l’adesivo (gelcoat e gelcoat+CNT) su due superfici di composito fibrorinforzato ( resina
poliestere e fibre di vetro E) in modo da ottenere un giunto composito/adesivo/composito,
come quello riportato in figura 5a. Il test di pull off e’ stato eseguito attaccando dei dollini in
resina poliestere ad un substrato in composito fibrorinforzato mediante uno strato sottile di
gelcoat e gelcoat+CNT, come schematizzato in figura 5b:
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252
a)
b)
Figura 5: schema della configurazione geometrica per il del “single lap shear test” (a)
e per il test di pull off (b)
Le prove di attività antivegetativa sono state effettuate mediante l’allestimento in laboratorio
di colture di microrganismi opportunamente scelti per la loro diffusione in ambienti acquatici;
è stato inoltre, analizzato il grado di biocompatibilità del rivestimento attraverso test di
tossicità in vitro con colture cellulari selezionate. I ceppi batterici (Gram negativo BC 653,
Pseudomonas stutzeri, e Gram positivo BC 654, Micrococcus luteus) entrambi ubiquitari e
comunemente isolati sia da ambienti terrestri che da ambienti marini e acquatici, sono stati
posti a contatto con i provini da testare alla concentrazione di 1.5x108 cell/ml per 48h alla
temperatura di 28°C. I test sono stati condotti in doppio e sono stati inoltre allestiti controlli
negativi (provini non trattati - Gelcoat) e controlli positivi (provini trattati con un prodotto
commerciale, Attiva Marine Professional AFP).
Alla fine del periodo d’incubazione è stato determinato l’effetto battericida del gelcoat +CNT
per differenza percentuale con il controllo negativo (gelcoat) .
Le prove di citotossicità , ovvero il grado di mortalit{ cellulare e/o l’inibizione della
proliferazione cellulare, sono state eseguite mediante il saggio di esclusione al trypan blue [7]
su colture di monociti umani U937 incubati a 37°C , alla concentrazione di 5x105 cellule e
prelevate a 24h, 48h e 72h [8].
Analogamente alle prove di attività antivegetativa, sono stati allestiti controlli negativi e
positivi ed è stato determinato l’effetto citotossico del gelcoat +CNT per differenza
percentuale con il controllo negativo (gelcoat).
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3. DISCUSSIONE DEI RISULTATI
La misura dell’angolo di contatto ha mostrato un incremento dell’angolo teta da 84.21°
(gelcoat) a 94.01° (nanocomposito) mostrando un aumento del carattere idrofobo del
materiale grazie alla presenza dei nanotubi di carbonio.
In figura 6 sono riportati i diagrammi a barre relativi ai risultati dei test statici a flessione ed
impatto eseguiti sui campioni di gelcoat e nanocomposito ( gelcoat+ 0.4% di MWCNT).
70
Resistenza a flessione [MPa]
60
58,47
a)
50
Δ = 42%
40
33,86
30
20
10
0
Gelcoat
Gelcoat + CNT
Resistenza ad impatto [[J/cm^2.]
0,20
0,18
0,16
0,14
b)
0,12
0,10
Δ = 3,7%
0,08
0,06
0,04
0,02
0,00
Gelcoat
Gelcoat + CNT
Figura 6: Test meccanici statici a flessione (a) e test a impatto (b)
del gelcoat e del nanocomposito
I dati mostrano che la presenza dei nanotubi nel gelcoat provoca un decremento apprezzabile
della resistenza a flessione ( del 42%), mentre la resistenza ad impatto risulta praticamente
invariata in quanto decresce solo del 3.7%, ricadendo nell’intervallo del 10% previsto per
l’errore sperimentale.
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10
9
Resistenza a taglio[MPa]
8
7
6
5
4
3
2
a)
1
0
Gelcoat
Gelcoat + CNT
b)
Figura 7: Test meccanici statici a taglio (a) dell’adesivo a base di gelcoat e di gelcoat+CNT
presente nei giunti mostrati nella foto (b) secondo “single lap shear test”
Nelle figure 7 e 8 sono riportati i diagrammi relativi ai test di adesione eseguiti sia con gelcoat
che con gelcoat+CNT, in base a quanto indicato nel paragrafo 2.2. insieme alle immagini
fotografiche dei provini durante i rispettivi test. I dati mostrano che la presenza dei nanotubi
di carbonio mantiene praticamente inalterata la resistenza a taglio del gelcoat puro, mentre si
ha un significativo incremento della capacità di adesione normale, come indicato dalla crescita
del 26.4% nel test di pull off.
I test di attività antivegetativa (figura 9) hanno permesso di evidenziare che il prodotto
testato agisce in maniera differente sui due microrganismi: l’azione del gelcoat + CNT è
risultata battericida (97.3%) per il ceppo Gram positivo M. luteus , mentre sul ceppo Gram
negativo Ps. stutzeri è risultato poco efficace con un effetto battericida del 3%.
Il prodotto commerciale utilizzato come controllo positivo è risultato avere potere battericida
per il 100% nei confronti del ceppo Gram positivo M. luteus e per il 35% nei confronti del
ceppo Gram negativo Ps. stutzeri. Non sono state riscontrate differenze significative tra il
numero di microrganismi isolati dal gelcoat (controllo negativo).
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10
9
Pull Off
a)
reistenza max [Mpa]
8
7
6
Δ = 26%
5
4
3
2
1
0
Gelcoat
Gelcoat + CNT
b)
Figura 8: Test meccanici di adesione (a) ed immagine del set-up operativo del pull-off (b)
Figura 9: Percentuale di sopravvivenza dei ceppi batterici Ps. stutzeri e M. luteus nei confronti
del Gelcoat+CNT, controllo negativo (gelcoat) e positivo (prodotto commerciale).
Le prove di citotossicità (figura 10) hanno evidenziato, per quanto riguarda la mortalità, che
l’esposizione al rivestimento a base di gelcoat+CNT , non modifica i livelli fisiologici riscontrati
nella coltura di controllo negativo (gelcoat) . Diversamente, una elevata percentuale di
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mortalità viene evidenziata dal contatto con la vernice antivegetativa commerciale (controllo
positivo), in cui, già a partire da 24 h, oltre il 40 % delle cellule U937 risulta positiva al trypan
blue.
Figura 10. Percentuale di di mortalità in cellule U937 nei confronti del Gelcoat+CNT, controllo
negativo (gelcoat) e positivo (prodotto commerciale).
4. CONCLUSIONI
I risultati sperimentali hanno indicato che la presenza dei nanotubi di carbonio nel gelcoat
migliora le propriet{ fisiche e biologiche, in termini di propriet{ “antifouling” e di bassa
tossicità del rivestimento protettivo rendendolo ben adeso al substrato in composito di cui in
genere ne costituisce l’ultimo strato.
Il peggioramento delle proprietà statiche riguarda in particolare il comportamento a flessione
mentre quello ad impatto si mantiene pressocchè invariato: a tal fine sono in corso ulteriori
studi per apportare miglioramenti alla formulazione del coating polimerico mediante
l’aggiunta di gruppi funzionali chimici sulle pareti dei MWCNT così da rendere più efficace
l’interazione tra il nanotubo e il gelcoat e quindi incrementare anche le proprietà meccaniche
statiche oltre che quelle antivegetative.
Ulteriori studi riguarderanno l’attivit{ antifouling nei confronti di altri gruppi microbici (quali
alghe e funghi) anche in condizioni naturali (ambiente marino).
In tal modo si mira ad un rivestimento ecocompatibile e meccanicamente performante.
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BIBLIOGRAFIA e SITOGRAFIA
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[2] E.Almeida , T. C. Diamantino , O. de Sousa, “Marine paints: The particular case of antifouling
paints”- Rewiew, Progress in Organic Coatings 59 pagg. 2–20 (2007)
[3] J.D. Adkins, A.E. Mera, M.A. Roe-Short, G.T. Pawlikowski, R.F. Brady, Jr, “Novel non-toxic
coatings designed to resist marine fouling” Progress in Organic Coatings, 29, 1 (1996).
[4] I. Francolini, F. Crisante, A. Martinelli, L. D’Ilario, A. Piozzi, “Synthesis of biomimetic
segmented polyurethanes as antifouling biomaterials” Acta Biomaterialia, Volume 8, Issue 2,
February 2012, Pages 549-558
[5] K.T. Hsiao, J. Alms, S. G. Advani, “Use of epoxy/multiwalled carbon nanotubes as adhesives to
join graphite fibre reinforced polymer composites” , Nanotechnology 14 pagg. 791–793 (2003)
[6] http://www.dfdinstruments.co.uk/topics/Study5-ASTM-D4541.htm
[7] W.Strober, “Trypan blue exclusion test of cell viability” Curr Protoc Immunol., Appendix 3B,
Online Posting Date: May 2001(1997).
[8] G.M. Anderson, K.M. Mille,“Biomaterial biocompatibility and the macrophage” Biomaterials 5,5
(1984).
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22. L’esperienza Rodriquez sulla tenuta al mare dei mezzi
veloci e delle navi da diporto
M. Sferrazza
Intermarine S.p.A.
Sommario
I cantieri Rodriquez hanno sempre dedicato particolare attenzione al seakeeping dei mezzi
veloci realizzati sia per il trasporto di passeggeri che per il diporto . Non è un caso , infatti, che
a questo scopo Rodriquez ha creato una divisione interna per lo studio e la realizzazione di
sistemi di stabilizzazione per il miglioramento della tenuta al mare attraverso l’utilizzo di
superfici mobili controllate .
La memoria illustrerà le ultime innovazioni realizzate dalla Rodriquez in questo campo , e più
in particolare :
 l’utilizzo di un sistema alare a “T” per l’attenuazione dei moti verticali in un
catamarano di tipo Wavepercing per trasporto passeggeri/auto;
 un innovativo sistema di stabilizzazione elettrico ”zero speed” per la diminuzione del
rollio delle navi da diporto ;
 un aliscafo ad ala immersa realizzato in questi ultimi anni.
1. SISTEMA ALARE A “T”
In questi ultimi anni la divisione Fast Ferry della Intermarine/Rodriquez è stata impegnata
nella realizzazione di una serie di cinque Wavepiercing per il sultanato dell’Oman tre dei
quali per il trasporto di passeggeri ed auto con le caratteristiche di seguito :
Caratteristiche principali Wavepiercing
Dimensioni (LxBxT), mxmxm
Dislocamento a pieno carico, t.
Portata lorda, t
Consumabili , t
Velocità massima, nodi
Autonomia a 41 nodi, miglia
Numero di passeggeri
Auto al seguito
Motorizzazione (tipo, potenza)
45.5 x15.0 x 1.90
310
49.4
14.2
41
330
100
22
4x 2465 KW MTU16V 4000 M71
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I mezzi “wave piercing” (fig. 2) sono dei catamarani che differiscono da quelli convenzionali
(fig.1) per :

Forme più affilate delle parti immerse per ridurre la resistenza al moto;

Presenza di uno scafo centrale per attenuazione moti verticali in mare mosso ;


Maggiore Clearance del tunnel e maggiore altezza della prua (fig. 3);
Prua dello scafo V-shaped (fig. 4)
Fig. 1
Fig. 2
Fig. 3
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Fig. 4
Queste caratteristiche permetto al wavepiercing di “affrontare” meglio onde di piccole/medie
dimensioni limitandone l’impatto con lo scafo .
Nonostante il wavepiercing presenti tutti questi accorgimenti migliorativi, la tenuta al mare
di questi mezzi non è paragonabile, a parità di dimensioni, a quelle dei monocarena
soprattutto con le provenienze del mare da prora .
Per questo motivo , nelle nostre imbarcazioni, è stato introdotto un elemento capace di
migliorare ulteriormente il seakeeping della nave smorzando in modo significativo i moti
verticali indotti dal mare mosso : l’ala a “T”.
L’ ala a “T”, deriva dall’esperienza del cantiere nella realizzazione dei propri aliscafi . In
questo caso l’ala introdotta è del tipo retrattile in modo da consentire la possibilità di
navigazione in zone con presenza di reti da pesca o ostacoli simili, oltre che una più semplice
manutenzione del complesso alare (l’ala retratta è facilmente accessibile dall’interno della
nave).
Il sistema alare prevede tre diverse movimentazioni :
 la prima, di 90° , permettere di muovere l’intero complesso dalla posizione retratta a
quella estesa introducendo così l’ala in acqua ;
 la seconda, regola in modo manuale ed in un campo di 5° l’inclinazione rispetto alla
verticale e quindi l’incidenza del sistema alare ;
 la terza movimentazione riguarda il flap, ricavato nel bordo d’uscita dell’ala, che viene
controllato in modo automatico da un sistema elettronico . In questo modo oltre al
contributo passivo di smorzamento dei moti verticali, dovuta alla presenza dell’ala in
acqua , si aggiunge un contributo attivo dovuto al lift generato dai flap .
In fig 5a, 5b e 6 si vedono alcuni dettagli dell’ala estesa e retratta.
In fig 7 è evidenziato l’effetto di smorzamento sui moti verticali dovuto alla presenza dell’ala
che come si vede è di circa il 30%.
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fig.5a
Fig. 5b
Acc. verticale a prora h1/3=2,5m T=9,5 s V=30 kn
3,50
3,00
m/s2
2,50
2,00
1,50
1,00
0,50
0,00
0
45
90
135
180
direzione mare
vert acc
bare hull
Fig. 6
vert acc
T-f oil
Fig. 7
2 STABILIZZAZIONE ALL’ANCORA CON PINNE ELETTRICHE
2.1 Richiesta di stabilizzazione all’ancora
Da dove nasce l’esigenza della stabilizzazione al rollio con nave ferma?
La richiesta nasce nel mondo dello yacht dove comfort e rilassatezza sono sicuramente dei
“must” sia quando si è in navigazione sia quando si è fermi ed ancorati . I movimenti di rollio
indotti dal moto ondoso creano effetti contrari al comfort ed al relax ( mal di mare, rumore
provocato dal movimento di oggetti a bordo, difficoltà a muoversi in equilibrio ed in modo
sicuro ecc.) .
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2.2 Stabilizzazione con pinne durante la navigazione
La maggior parte degli yacht superiori ai 24 metri di lunghezza sono dotati di impianto di
stabilizzazione tradizionale a pinne .
Il principio di funzionamento delle pinne è quello di una superficie alare immersa in un fluido
e che è quindi capace di generare una forza (portanza)
che è proporzionali alla superficie della pinna, al quadrato della velocità della nave e al
coefficente adimensionale Cl che a sua volta dipende dal tipo di profilo alare , dalla geometria
e dall’angolo di attacco.
L’utilizzo di pinne stabilizzatrici opportunamente mosse da sistemi di controllo automatici
garantisce, in navigazione , una drastica riduzione del rollio . Per dare un ordine di grandezza
, in uno yacht di 40 m ad una velocità di 20 nodi , una coppia di pinne da 1,75 m 2 è in grado di
ridurre il rollio del 90% .
2.3 Stabilizzazione all’ancora (zerospeed) con pinne
Quindi durante la navigazione il problema della stabilizzazione al rollio è risolvibile in modo
relativamente semplice .
Ma quando la nave è ferma ?
Naturalmente la portanza si annulla (V=0 ), le pinne non sono così in grado di generare forze
che si oppongano al rollio della nave .
Si è studiata allora la possibilità di utilizzare le pinne stabilizzatrici anche a nave ferma
utilizzando un principio diverso da quello della portanza: la cosiddetta “palata”.
Vediamo cosa accade da un punto di vista qualitativo quando si muove una pinna da un
estremo all’altra della sua corsa .
In fig. 8 è mostrato un andamento qualitativo delle forze che si generano con una “palata”
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Andamento qualitativo delle forze durante una
"palata"
accelerazione
v= costante
angolo pinna
reazione
decelerazione
fig. 8
Si distinguono tre fasi:



Fase 1 - Nella fase iniziale del movimento la pinna accelera creando una forza inerziale
proporzionale alla accelerazione ed alla massa d’acqua spostata;
fase 2 – la pinna si muove a velocità costante, la forza generata è di natura viscosa e
proporzionale alla velocità della pinna;
fase 3 – la pinna decelera fino a fermarsi all’estremo opposto dal quale era partita, la
forza generata è dello stesso tipo della fase 1 ma di segno opposto.
In sostanza si vede che un movimento tipo bang-bang della pinna da un estremo all’altro della
sua corsa è in grado di fornire delle forze significative che, con un corretto algoritmo di
controllo dell’attuazione del movimento, possono essere utilizzate per il contrasto del moto di
rollio .
Sperimentalmente si è visto che l’entit{ delle forze generate dipende da alcuni fattori tra i
quali :



l’ampiezza e la forma della pinna;
la velocità di attuazione;
l’angolo massimo che la pinna è in grado di raggiungere
2.4 Vantaggi della Pinna elettrica
La movimentazione delle pinne avviene normalmente utilizzando
una attuazione
oleodinamica composta sostanzialmente da una centralina oleodinamica , valvole di controllo
e cilindri di attuazione.
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Questo tipo di impianto è semplice, collaudato nel tempo ed efficace . Presenta però una
inefficienza fondamentale nel caso della stabilizzazione all’ancora : è molto rumorosa.
Si comprende come un armatore che voglia godersi il relax dello stare in barca, da un lato
acquista un sistema di stabilizzazione all’ancora per attenuare il fastidio dei movimenti di
rollio ma dall’altro subisce il fastidio derivante dal rumore dell’impianto oleodinamico.
Per ovviare a questo problema, Rodriquez ha studiato realizzato e brevettato una pinna ad
attuazione elettrica con motore a magneti permanenti (v. fig.9) .
fig. 9
Rispetto all’attuazione oleodinamica, quella elettrica presenta i seguenti vantaggi :




annullamento del rumore durante il funzionamento del sistema;
l’installazione dell’impianto risulta semplificata infatti non ci sono più tubi idraulici,
serbatoi e pompe ma solo cavi elettrici;
si raggiungono valori del massimo angolo della pinna più elevati: fino a 90° (contro i
45 à raggiungibili con i sistemi ad attuazione oleodinamica );
Si incrementa la velocità angolare di attuazione della pinna .
Qusti ultimi due fattori incidono positivamente sulla capacità di generare forze per
contrastare il rollio.
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2.5 Risultati
Nelle figure seguenti sono riportati alcune registrazione effettuate durante le prove di un
sistema all’ancora elettrico Rodriquez su lo yacht UNICA.
Fig. 10
La figura 10 mostra una prova di destabilizzazione in condizioni di mare calmo e successivo
decadimento naturale e forzato del movimento del rollio. In altre parole, in assenza di moto
ondoso, si è testata la capacit{ delle pinne di “creare” rollio lasciando, nel primo test decadere
in modo naturale il moto, e nel secondo test forzando tale decadimento mediante l’attivazione
del controllo automatico delle pinne.
Nella figura 11 è rappresentato un test con mare mosso confrontando le misure dei moti di
rollio con sistema attivo e disattivo. La parte di controllo è stata sviluppata con la
collaborazione della Psc-Engineering e di Roberto Rossi.
Si vede che la prestazione ottenuta dal sistema all’ancora, con una riduzione dell’angolo di
rollio del 77% è eccellente e paragonabile con ciò che si ottiene con la stabilizzazione in
navigazione.
Tuttavia queste prestazioni diminuiscono all’aumentare sia dell’altezza che della frequenza
dell’onda.
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Fig. 11
3 ALISCAFO AD ALA IMMERSA
Negli ultimi anni Rodriquez ha sviluppato e sperimentato un nuovo tipo di aliscafo: l’aliscafo
ad ala immersa. Attualmente sono in corso le attività preparatorie per i test di un secondo
prototipo in scala 1:1 che si differenzia dal primo per il tipo di propulsione.
3.1 Confronto tra aliscafo ad ala immersa ed ad ala intersecante
Il nome stesso indica la differenza tra le due tipologia di aliscafi. Nell’aliscafo ad ala immersa
(fig. 13) le ali portanti si trovano completamente immerse, nel tipo intersecante (fig. 12)
invece le superfici portanti intersecano la superficie del mare .
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Fig. 12
Fig. 13
L’aliscafo ad ala immersa in confronto a quello ad ala intersecante presenta i seguenti
vantaggi:

Minore superficie immersa e quindi minor attrito , ne consegue , a parità di altre
condizioni, un minor consumo di carburante ed una maggiore velocità;
 Un maggior comfort per i passeggeri dovuto ad una sostanziale insensibilità al moto
ondoso. Infatti la superficie sulla quale si esplica l’azione del moto ondoso risulta
notevolmente inferiore essendo soltanto quella composta dalla parte dei piloni di
collegamento tra l’ala e lo scafo che intersecano la superficie del mare.
Di contro l’aliscafo ad ala intersecante è intrinsecamente stabile mentre l’equilibrio
dell’aliscafo ad ala immersa è instabile. Infatti nell’ala intersecante un qualunque movimento
del mezzo , causato dal moto ondoso, comporta una variazione della superficie immersa e
quindi un lift tale da opporsi al movimento (v. fig. 14).
Nell’aliscafo ad ala immersa invece tale riequilibrio automatico non esiste ed è quindi
necessario ricorrere ad un sistema di stabilizzazione attivo con particolari caratteristiche di
efficienza ed affidabilità. A questo scopo nel nostro aliscafo sono stati previsti 4 flap , uno
nell’ala prodiera (fig. 16) e tre nell’ala di poppa (fig. 15). Gli studi e i test in vasca hanno
mostrato un sostanziale disaccoppiamento tra i moti verticali e quelli laterali , per cui nella
strategia di controllo si è scelto di dedicare i due flap laterali di poppa al controllo del rollio, il
flap di prora al controllo della quota di volo, quello centrale di poppa al controllo del
beccheggio.
Fig. 14
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Fig. 15
Fig. 16
Ringraziamenti
Desidero ringraziare gli amici Gaetano Biancuzzo e Sergio Beccarla per l’aiuto profuso nella
stesura dell’articolo.
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