Ensayo 2 Determinacion de Curva Caracteristica de Ventiladores

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN

ENSAYO: DETERMINACIÓN DE CURVAS CARACTERISTICAS DE DIVERSOS TIPOS DE VENTILADORES I.- OBJETIVOS  

 

Determinar el comportamiento de un ventilador axial con velocidad de giro constante. Establecer diferencias y similitudes en el comportamiento de ventiladores axiales de diferentes diámetros exteriores y diversos formas de palas Determinar el comportamiento de un ventilador centrífugo con velocidad de giro constante. Establecer la dependencia del comportamiento vibracional de un ventilador axial respecto a la calidad superficial de sus alabes.

II.- FUNDAMENTO TEORICO 2.1.- Clasificación de ventiladores: Los ventiladores son máquinas destinadas a producir un incremento de presión total ptotal pequeño; convencionalmente se fija el límite de

Dptotal para ventiladores en 1 m.c.a., o una relación de compresión, ec = 1,1. Si el incremento de presión no excede el valor indicado, la variación del volumen específico del gas a través de la máquina se puede despreciar en el cálculo de la misma, por lo que el ventilador se comporta como una turbomáquina hidráulica. En la actualidad, en el diseño se tiene en cuenta la compresibilidad para incrementos de presión mucho menores, hasta 0,3 m.c.a., por lo que los ventiladores, hasta dicho incremento de presión, se pueden diseñar y considerar como una turbomáquina hidráulica. Los soplantes o turbosoplantes son máquinas destinadas a comprimir gases en donde la relación de compresión está comprendida en el intervalo (1,1< ec < 3); no tienen refrigeración incorporada y en general son de un sólo escalonamiento. En los recuperadores de los altos hornos, por ejemplo, la soplante tiene que impulsar aire a una presión equivalente a la resistencia de la conducción, más la resistencia de las toberas de inyección al interior del horno, con una relación de compresión del orden de ec = 3, utilizándose en estas circunstancias soplantes de varios escalonamientos, en los que el aire no se refrigera, ya que posteriormente hay que precalentarle. Una clasificación orientativa de las turbosoplantes es:

1

soplantes de BP......., c = 1,1 a 1,5 soplantes de MP......, c = 1,5 a 2,5 soplantes de AP......., c = 2,5 a 4.


El número de revoluciones de las turbosoplantes varía de 3.000 a 21.000 rpm. El ventilador es una bomba rotodinámica de gas que sirve para transportar gases, absorbiendo energía mecánica en el eje y devolviéndola al gas; se distingue del turbocompresor en que las variaciones de presión en el interior del ventilador son tan pequeñas, que el gas se puede considerar prácticamente incompresible. Los ventiladores que se emplean comúnmente se pueden dividir en tres tipos generales, de hélice, axiales y centrífugos. Los ventiladores se pueden disponer con variedad de posiciones de descarga y con rotación del impulsor, ya sea en el sentido de las agujas del reloj o viceversa. Salvo raras excepciones, se pueden proporcionar para acoplamiento directo o para bandas V. VENTILADOR DE HELICE.- Este ventilador consiste en una hélice dentro de un anillo o marco de montaje. La dirección de la corriente de aire es paralela a la flecha del ventilador. Se emplea para trasladar aire de un lugar a otro, o hacia el ambiente exterior, o para introducir aire fresco. Puede manejar grandes volúmenes de aire a una presión estática baja, raramente a presiones estáticas mayores de 25 mm de c.a. Se fabrica en muchos estilos y tipos para trabajos específicos. Los ventiladores de extracción (extractores) de uso normal, pueden tener desde 2 hasta 16 aspas, dependiendo ello del funcionamiento particular del ventilador.

Ventilador de hélice

1

VENTILADOR AXIAL.- El ventilador axial es de diseño aerodinámico; los coeficientes de presión y oscilan entre (0,05 ¸ 0,6) pudiendo llegar en algunos diseños hasta 1. Este tipo de ventilador consiste esencialmente en una hélice encerrada en una envolvente cilíndrica. La adición de álabes-guía, detrás del rotor, convierte al ventilador tubo-axial en un ventilador axial con aletas guía. Puede funcionar en un amplio rango de volúmenes de aire, a presiones estáticas que van de bajas a medias y es capaz de desarrollar mayores presiones estáticas que el ventilador tubo-axial y ser más eficiente; los álabesguía, en la succión o en la descarga, o en ambas partes, se han añadido para enderezar el flujo del aire fuera de la unidad.


Ventiladores axiales en serie Aprovechando la conversión del componente rotativo de la corriente de aire, este ventilador puede alcanzar una presión estática más alta que el de tipo de hélice de aspas rectas, a la misma velocidad axial, y hacerlo más eficientemente. La facilidad de montaje y el flujo del aire en línea recta los hace ideales para muchas aplicaciones; por encima de 75 a 100 mm. de presión estática, los ventiladores axiales se usan pocas veces para servicios de ventilación. VENTILADOR CENTRIFUGO.- El ventilador centrífugo consiste en un rotor encerrado en una envolvente de forma espiral; el aire, que entra a través del ojo del rotor paralelo a la flecha del ventilador, es succionado por el rotor y arrojado contra la envolvente se descarga por la salida en ángulo recto a la flecha; puede ser de entrada sencilla o de entrada doble. En un ventilador de entrada doble, el aire entra por ambos lados de la envolvente succionado por un rotor doble o por dos rotores sencillos montados lado a lado. Los rotores se fabrican en una gran variedad de diseños, pudiéndose clasificar, en general, en aquellos cuyas aspas son radiales, o inclinadas hacia adelante, o inclinadas hacia atrás del sentido de la rotación. Los rotores pueden tener los tres tipos de álabes que se representan en la Fig VI.1, y cuyas particularidades son las siguientes

2.2.- El ruido

1

El ruido es el sonido que, por su tono, intensidad o duración, resulta desagradable al oído humano e incluso dañoso a su organismo. Los ventiladores son, con frecuencia, fuente de ruidos que atentan contra el confort del medio ambiente, por lo que su comportamiento acústico


constituye muchas veces un factor decisivo en la selección del mismo. Relación entre la velocidad del sonido, longitud de onda y frecuencia.- Las ondas longitudinales de presión que constituyen el sonido son sólo perceptibles por el oído humano si su frecuencia está comprendida entre 3010.000 Hz. La velocidad de propagación del sonido es la misma para todas las frecuencias y depende de la temperatura. En el aire, en condiciones normales, es aproximadamente de 340 m/seg. La longitud de onda depende de la frecuencia según la relación: Longitud de onda = velocidad del sonido cs x frecuencia Así para el umbral inferior de frecuencia de 30 Hz la longitud de onda en el aire es de 11,3 m y para el umbral superior de 10.000 Hz la longitud de onda es de 33,9 mm. INTENSIDAD DEL SONIDO.- La intensidad de un sonido depende de la amplitud de la onda acústica y se mide por la cantidad de energía transmitida. La energía irradiada por una fuente sonora se mide en ergios (gr. cm2/seg2 y la potencia irradiada en (gr. cm2/seg3. La intensidad I del sonido es el flujo de energía por segundo (potencia) a través de la unidad de superficie normal a la dirección de la propagación de la onda sonora; se mide en (W/cm2). En la práctica la unidad que se emplea para la medición de la intensidad del sonido es el decibel que es una unidad adimensional logarítmica. El 0 en la escala de decibeles corresponde al umbral de la audición que se fija en una presión acústica de 0,0002 dinas/cm2. Relacionando ahora cualquier intensidad de sonido I con la intensidad base I0, el número de decibeles con que se mide la intensidad I se define en la forma: D=20∗log

P I =10∗log ⁡ P0 I0

( )

( )

D = (Nº de decibeles del sonido de intensidad I) = 10 log I/I0= 20 log p/p0

1

La escala logarítmica de intensidades es muy conveniente, porque entre los umbrales mínimo y máximo de la audición, la intensidad aumenta de 1 a 1012; cada decibel representa un aumento de intensidad del 26%, que es aproximadamente la variación mínima de la intensidad que el oído puede detectar; de ahí su empleo universal en la técnica acústica.


La Tabla VI.2 indica el valor en decibeles de la intensidad global de dos sonidos, de los que uno puede ser el ruido de fondo existente y otro el del ventilador que se quiere instalar; de esta tabla se desprende lo siguiente: a) El ruido de un ventilador no se percibe en absoluto cuando su nivel de sonido está 25 o más decibeles por debajo del ruido de fondo; en el caso en que su nivel de sonido sea igual que el ruido de fondo, sólo llega a destacar sobre este último un aumento de sólo 3,01 decibeles. b) Si el ruido del ventilador excede por lo menos en 15 decibeles al de la habitación, el ensayo del ventilador en dicha habitación es prácticamente el mismo que se obtendría en un cuarto aislado acústicamente. CAUSAS DEL RUIDO EN VENTILADORES.- Los álabes de un ventilador crean a su alrededor un campo de presión que varía de un punto a otro del espacio, originándose unas ondas acústicas que interaccionan entre sí, propagándose por el aire, las paredes, el suelo, y en general por la estructura del edificio. Las causas son:



       

La frecuencia fundamental del sonido del ventilador es igual al producto de su velocidad de rotación por el nº de álabes del rodete La intensidad del sonido producido directamente por los álabes es aproximadamente proporcional a la velocidad periférica de la punta de los álabes y a la quinta potencia del nº de revoluciones Las intensidades de sonido de dos ventiladores geométricamente semejantes son directamente proporcionales a la séptima potencia de la relación de semejanza La distancia excesivamente pequeña entre el borde de salida de los álabes del rodete y la lengua de la caja espiral es causa de ruido. El número de los álabes directrices fijos no debe ser igual ni múltiplo del de los álabes móviles La corona difusora sin álabes produce menos ruido que la corona de álabes directrices Las vibraciones forzadas de la carcasa y de los conductos de admisión y escape pueden ser origen de ruidos de gran intensidad, sobre todo en condiciones de resonancia El desequilibrio estático y dinámico del motor, y la mala alineación de los cojinetes El motor de accionamiento y los cojinetes de bolas, a bajo nº de revoluciones, son causa de ruido, por lo que utilizando cojinetes deslizantes se puede eliminar la causa Al disminuir el rendimiento del ventilador para un mismo nº de rpm aumenta la intensidad del ruido.

1




CURVAS CARACTERISTICAS DE LOS VENTILADORES.- Si consideramos el ventilador como una bomba rotodinámica de gas, el trazado de sus curvas características se puede hacer de la misma forma que el de las bombas centrífugas. Sin embargo, habrá que tener en cuenta las siguientes observaciones, 

Las curvas (Hman,Q) se sustituyen por las curvas (Dptot,Q) siendo Dptot la presión total suministrada por el ventilador. Entre las variables Hman y Dptot existe la relación:

∆ Ptot =ρ∗g∗H 

Los valores medidos de Q y de Dptot se suelen reducir a condiciones normales o a las standard. En un ensayo bien hecho siempre hay que especificar a qué condiciones normales se refiere el ensayo, o al menos a qué presión barométrica y a qué temperatura ambiente se ha realizado.



En un gran número de aplicaciones interesa más la presión estática del ventilador que la presión total; en un ventilador con un sistema difusor eficiente la presión dinámica es muy pequeña y la Dpest se acerca mucho a la Dptot.



En la Fig VI.8 se han trazado las curvas características de cuatro tipos distintos de ventiladores, expresando todas las variables en % del valor nominal o de diseño, a fin de poder comparar más fácilmente los distintos tipos, observándose que:

1

a) La potencia de accionamiento Na en los ventiladores de álabes curvados hacia adelante, Fig VI.8a, aumenta constantemente con el caudal (característica de potencia con sobrecarga); mientras que en


los ventiladores con álabes curvados hacia atrás y en los ventiladores axiales la potencia no supera, Fig VI.8.d, o solo ligeramente (en un 10% aproximadamente en la Fig VI.8c, el valor en el punto nominal o de diseño. La sobrecarga se refiere al motor de accionamiento que en la Fig VI.8a deberá tener una reserva de potencia, incluso hasta el 100% de la potencia de accionamiento, si se prevé que la resistencia de la red en algún caso pudiera disminuir excesivamente.

1

La curva característica de potencia de los ventiladores de salida radial Fig VI.8b, presenta características intermedias entre las de los ventiladores con álabes curvados hacia adelante y hacia atrás, como


era de esperar. La potencia absorbida en el arranque es mínima en los ventiladores centrífugos Fig VI.8a.b.c y máxima o casi máxima en los ventiladores axiales Fig VI.8d. Las curvas de la Fig VI.9 para un número de revoluciones n variable corresponden a un pequeño ventilador, para instalación en el techo, de potencia inferior a 1 kW. Los números sobre las curvas indican los valores en Db del ruido del ventilador cuando funciona en dicho punto.

1

Las curvas de la Fig VI.10a son curvas de Dpest, Dptot y Dpd, en función del caudal para un nº de revoluciones constante (2800 rpm) de un pequeño ventilador axial. La intensidad del ruido tiene un valor medio de 58 Db. En la Fig VI.10b se presentan las características del mismo ventilador a 1450 rpm con una intensidad media de ruido de 42 Db. En la Fig VI.11 se pueden ver las curvas de un ventilador axial para diferentes valores del ángulo de ataque del rodete.


CARACTERISTICAS: Los ventiladores se clasifican, según la dirección del flujo en el rodete, en centrífugos, diagonales o semiaxiales y axiales. Dentro de cada grupo, el tipo de ventilador queda definido por el número específico de revoluciones nq de la forma: n=

        

rpm∗Q 1/ 2 3 /4 H Algunos de los puntos de vista más importantes a tener en cuenta en la elección de un ventilador son los siguientes: Rendimiento óptimo.- Para ello se debe escoger el ventilador según el número específico de revoluciones requerido. Mínimo nivel de ruido.- Para ello se debe escoger el ventilador con un coeficiente de presión y elevado y número de revoluciones bajo. Gran caudal.- Para ello se debe escoger un ventilador con coeficiente de caudal F elevado. Gran potencia específica (volumen y masa de máquina reducidos para la potencia deseada). Forma y dimensiones determinadas en la admisión y salida. Curvas características planas en todo el campo de trabajo del ventilador a fin de que el rendimiento se mantenga elevado. Potencia mínima absorbida a caudal nulo. Exigencias diversas en cuanto a la regulación.

III.- EQUIPOS E INSTRUMENTOS a) Objeto de pruebas 1: Corresponde a un ventilador de tipo de axial de la gran dimensión, cuyo motor es de tipo asincrónico Tipo de Banco de pruebas Tipo de ventilador

: Estacionario : Axial de álabes

Velocidad de rotación del motor Alimentación eléctrica Potencia del motor Diámetro exterior Diámetro del cubo Número de álabes

: : : : : :

rectos

1

1690 RPM 380 V trifásica 3 HP 60.0 cm 20.5 cm 6


Ventilador axial de álabes rectos

Túnel de pruebas

El ventilador axial será sometido a prueba con ayuda de un túnel de viento con capacidad de estrangulamiento para poder variar la carga total suministrada por el rodete del ventilador ensayado, pudiendo tomar 8 posiciones la mariposa. b) Objeto de pruebas 2: Corresponde a un ventilador de tipo de axial de pequeña dimensión con motor de corriente continua, para el segundo ensayo se considera el mismo rodete pero con la adición de papel lijar a la superficie de los álabes para aumentar su rugosidad. Tipo de ventilador

: Axial de álabes

Velocidad de rotación del motor Alimentación eléctrica Diámetro exterior Diámetro del cubo Número de álabes

: : : : :

rectos 2400 RPM 12 V continua 30 cm 15 cm 5 álabes

1

Rodete de ventilador 2 Túnel para ventilador


c) Objeto de pruebas 3: Corresponde a un ventilador de tipo de centrífugo de pequeña dimensión con motor de corriente continua Tipo de ventilador Forma de álabes

: centrífugo : doblados hacia

Velocidad de rotación del motor Alimentación eléctrica Diámetro exterior Diámetro interior Número de álabes

: : : : :

atrás

Ventilador centrífugo de álabes doblados hacia atrás

2400 RPM 24 V continua 15 cm 8 cm 8 álabes

Banco para ensayo de ventilador

d) Objeto de pruebas 4: Corresponde a un ventilador de tipo de axial de pequeña dimensión con motor de corriente continua, este rodete utilizará el mismo banco de pruebas lo que incluye motor y túnel de viento que el objeto de pruebas número 2. Tipo de ventilador Forma de álabes

: centrífugo : doblados hacia

Velocidad de rotación del motor Alimentación eléctrica Diámetro exterior Diámetro interior Número de álabes

: : : : :

atrás

1

2400 RPM 24 V continua 15 cm 8 cm 8 álabes


e) Instrumentos y equipos de medición: Para la prueba se utilizará los siguientes instrumentos de medición:

1

1. Tubo Pitot y banco de manómetros de tubo: Se utilizará tanto para tomar la medición de la carga estática de presión del fluido como de la carga total en el punto de estancamiento, la observación directa de estas presiones se realizará sobre el banco de manómetros de tubos en u. Midiendo se la carga en su equivalente de columna de milímetros de agua (Incertidumbre = ± 2mm) 2. Medidor de velocidad digital: Se utilizará para determinar la velocidad del flujo de aire en la descarga del ventilador en metros sobre segundo. (Incertidumbre = ± 0.01 m/s) 3. Sonómetro digital: Permite determinar la intensidad del ruido emitido por el ventilador tanto a una distancia muy próxima al equipo como a una distancia alejada de este, lo que corresponde a la intensidad percibida por el oído de una persona. Esta intensidad de mide en decibelios. (Incertidumbre = ± 0.1db) 4. Vernier: Se utiliza el vernier para determinar las dimensiones características de los diversos rodetes de los ventiladores para poder a si determinare sus curvas teóricas como sus caudales reales. (Incertidumbre = ± 0.1mm) 5. Voltímetro analógico: Permite determinar el voltaje de alimentación del motor del ventilador en una escala analógica (Incertidumbre = ± 0.5 V) 6. Amperímetro analógico: Permite determinar la corriente eléctrica consumida por el motor del ventilador en una escala analógica. (Incertidumbre = ± 0.5 A) 7. Tacómetro digital: Permite determinar de forma directa el numero de revoluciones por minuto del ventilador únicamente


señalando con un laser el punto que se desea medir. (Incertidumbre = ± 1 RPM)

Medidor de ruido digital, sonómetro

Medidor de velocidad

Banco de piezómetros de tubos en U IV.- PROCEDIMIENTO DE ENSAYO

Toma exterior de medidor de Pitot

El ensayo constará de cuatro partes que corresponde a cada una de las cuatro pruebas realizadas a los ventiladores: 4.1.- Primera prueba: realizada en el objeto de pruebas número uno se busca determinar la curva característica del ventilador además del ruido que genera el equipo para ello:

1

1. Conectar las mangueras flexibles a las tomas marcadas de los tubos de Pitot, se conectará dos mangueras en la succión y dos


2.

3.

4.

5. 6. 7.

8.

9.

mangueras en la descarga del ventilador, una de estas tomas corresponde al medidor de carga estática perpendicular al flujo y el otro al medidor de carga total paralela al flujo. Cada terminal de la manguera se conecta a uno de los manómetros de tubo en U en el banco de manómetros de tal manera que un lado de este medidor se halla sometido a presión atmosférica y el otro a la carga censada por el tubo de Pitot correspondiente. El medidor de sonido se ubicará en una posición central de todo el largo del túnel d viento, para la medición con este instrumento se recomienda que no exista ningún ruido en el área de ensayo adema del producido por el ventilador ya que puede generar interferencia. El medidor de velocidad digital se ubicará en la descarga del túnel de viento en la zona posterior de la mariposa de regulación de caudal. Los bornes de entrada del motor asíncrono se conectaran a un interruptor para poder lanzar a voluntad el motor La medición con tacómetro digital se realizara desde la succión del túnel de viento directamente sobre el rodete del ventilador. Para el primer punto de prueba se ubicará la mariposa de regulación en posición completamente horizontal lo que corresponde al punto de mayor caudal del ventilador, se anotan en una tabla especialmente preparada los valores correspondientes al número de rpm, alturas en el manómetro de tubos, ruido tanto cerca del equipo como el equivalente percibido por el oído humano, velocidad del flujo a la salida del túnel. Una vez registrados todos estos datos se procede a cambiar la posición de la mariposa con ayuda del mecanismo especialmente diseñado para poder variar la inclinación de esta en tramos de 10° Una vez girada la mariposa de control de suministro se repute la prueba anotándose nuevamente los datos correspondientes, se repite la prueba para cada 10° de giro de la mariposa hasta llegar a la posición completamente vertical de la mariposa que corresponde al caudal 0 del ventilador ensayado, terminando en este punto el ensayo.

1

4.2.-Segunda prueba: Se repiten los pasos de la primera prueba pero esta vez para el objeto de prueba número 2 con la diferencia que la alimentación será a corriente continua para ello se dispone de la fuente de corriente continua y del transformador correspondiente


para obtener el voltaje de operación de los ventiladores pequeños. Además en esta prueba se debe considerar: 1. Conexión de fuente de energía de corriente continua para abastecimiento de energía del motor del ventilador. 2. Conexión de transformador para abastecimiento de voltaje a 12 V del motor del ventilador 3. Medición de los parámetros eléctricos del motor del rodete del ventilador, tanto con el amperímetro como con el voltímetro para cada uno de los regímenes de velocidad. 4. Determinar el ruido producido por el conjunto motor, túnel de viento sin el rodete para poder determinar así el ruido neto producido por el rodete del ventilador. 5. Para esta prueba debe considerarse un número promedio de revoluciones por minuto en los análisis debido a que existe frenado del ventilador por acción de la mariposa de regulación lo que hace variar la frecuencia de rotación.

Transformador

Fuente de corriente continua

4.3.-Tercera prueba: Se repiten los pasos consignados en las pruebas número uno y dos esta vez para el ensayo del objeto de pruebas número dos considerando adicionalmente lo siguiente: 1. Recubrir ambos lados de los álabes del rodete con papel friccionante, por ambos lados. 2. Asegurarse que el papel esté sujeto firmemente durante el giro del rodete 3. Medir los parámetros correspondientes al flujo y sonido producido por el ventilador

1

4.4.- Cuarta prueba: para la cuarta prueba se considera el ensayo del objeto de prueba número tres correspondiente al ventilador


centrifugo de alabes doblados hacia atrás realizándose los pasos correspondientes a la prueba número dos, con la diferencia de que para cada uno de los puntos de prueba el giro de la mariposa no se realizara manualmente sino que se hará uso de un motor de paso con accionamiento por tablero manual. 4.5.- Quinta prueba: Para la última prueba se hará uso del túnel de viento e instalación preparada para el objeto número dos, pero esta vez instalando el rodete correspondiente al objeto de prueba número cuatro (Ventilador axial), para posteriormente realizar los pasos correspondientes a la prueba número dos, esta prueba tiene el fin de comparar el comportamiento de dos diferentes rodetes de ventilador axial. En esta prueba se determinará la característica del ventilador a los voltajes de 12 voltios y 14 voltios respectivamente

Disco posicionador de mariposa

Medidores de voltaje y corriente

V.- RECOLECCION DE DATOS De las primera pruebas concernientes a os ensayos tanto de ventiladores axiales como del ventilador centrífugo operando aisladamente se obtiene los parámetros de operación para diversas condiciones de carga del sistema. : : : : : : : : :

Numero de medición para un régimen de carga Volumen medido en un determinado tiempo (m3) Frecuencia de rotación de la bomba (rpm) Presión estática en la succión (Pa) Presión total en la succión (Pa) Presión estática en la descarga (Pa) Presión total en la descarga (Pa) Altura piezométrica estática en la succión (mm) Altura piezométrica total en la succión (mm) 1

Donde: Npp V n Pest s Ptot s Pest d Ptot d Hest s Htot s


Hest d Htot d Nh Ne Q H v Ht hh ht Re r γ

: : : : : : : : : : : :

m T Patm fz A C F a

: : : : : : : :

Altura piezométrica estática en la descarga (mm) Altura piezométrica total en la descarga (mm) Potencia hidráulica útil (Kw) Potencia eléctrica (Kw) Caudal impulsado por el ventilador (m3/min) Altura total elevada por la bomba (m) Velocidad del fluido en la descarga (m/s) Altura teórica del ventilador (m) Rendimiento hidráulico del ventilador Rendimiento total del ventilador Número de Reynolds densidad del fluido de prueba (Kg/m3) : Peso específico del fluido (N/m3) Viscosidad dinámica del fluido de prueba (N/ms) Temperatura ambiente del laboratorio (°C) Presión atmosférica local (Kpa) frecuencia de tono (Hz) Ruido en escala A (dB) Ruido en escala C (dB) Área (m2) ángulo apertura de la mariposa (°)

Para la prueba número 1 descrita en los apartados anteriores se obtuvieron los siguientes datos, se considera una velocidad promedio ya que para un régimen de prueba el tacómetro indica un rango de valores de la velocidad de rotación del ventilador.

Np p

a°

1 2

0 1 0 2 0 3 0 4 0 5 0 6 0 9

3 4 5 6 7 8

Hest s Htot s (mm ) (mm )

Htot d (mm )

Hest d (mm )

-6

2

4

2

-4

2

10

8

-6

4

14

8

-9

2

16

10

-10

2

18

14

-10

2

28

18

-4

2

30

24

-6

2

40

36

nprom (RP M) 1827 1827

Ruido A (dB)

Ruido C (dB)

88.2 87.6

91.8 91.5

v (m/ s) 20.1 18.7

1827

87.0

89.9

18.1

1827

86.6

89.6

16.1

1827

87.3

89.9

14.1

1827

87.2

90.9

13.3

1827

87.5

90.9

11.5

1827

88.4

91.1

0.0

1

Tabla N° 1: Parámetros de funcionamiento de ventilador axial (objeto de prueba 1)


0 Para el ensayo número dos se recolectaron los siguientes datos correspondientes al ventilador axial pequeño (objeto número dos) sin alterar la superficie de los álabes. Tabla N° 2: Parámetros de funcionamiento de ventilador axial (objeto de prueba 2) con superficie lisa de los álabes del rodete Np p 1

V (V ) 12

2

12

3

12

4

12

5

12

6

12

7

12

I ( A) 4. 0 4. 5 5. 0 5. 0 5. 5 5. 5 5. 0

nprom a° Hest s Hest d Htot d (RP (mm ) (mm ) (mm ) M) 2430 0 0

2425 2375 2320 2265 2215 2210

1 5 3 0 4 5 6 0 7 5 9 0

-1 -2 -2 -4 -4 -6

0 0 0 1 1 1 2

Ruido C (dB)

Ruido A (dB)

96.0

84.2

103.0

86.0

102.0

85.0

98.0

85.0

93.0

82.0

88.0

79.0

86.0

77.0

7 6 5 5 3 2 2

Para el tercer ensayo en el cual se utiliza el objeto de prueba número dos se encuentra los parámetros de funcionamiento del mismo ventilador con la diferencia que los álabes se hallan recubiertos de papel rugoso lo que aumenta la fricción del aire respecto a los alabes del rodete.

Np p 1

V (V ) 11

I nprom a° Hest s Htot d Hest d (A (RP (mm ) (mm ) (mm ) ) M) 4. 2119 0 0 -3 4 4

Ruido C (dB)

Ruido A (dB)

83.5

78.2

1

Tabla N° 3: Parámetros de funcionamiento de ventilador axial (objeto de prueba 2) con superficie rugosa de los álabes del rodete


2

11

3

11

4

11

5

11

6

11

7

11

4. 0 4. 2 4. 5 5. 0 5. 0 4. 5

2190 2119 2119 2119 2119 2119

1 5 3 0 4 5 6 0 7 5 9 0

-2 -2 -1 0 2 2

3 4 5 6 8 8

85.2

79.0

84.8

76.7

82.5

75.6

82.5

74.0

83.0

75.0

84.0

76.0

2 2 2 2 4 2

Para el cuarto ensayo en el cual se utiliza el objeto de prueba número tres que corresponde a un ventilador centrifugo, después de realizado el ensayo se encontraron los siguientes resultados. (Es importante señalar que para esta prueba no se logro determinar el número de revoluciones por minuto debido al cerramiento del rodete del ventilador, sin embargo dicho valor, se hallo en ensayos anteriores que determinaron la velocidad promedio del equipo)

Tabla N° 4: Parámetros de operación de ventilador centrífugo (objeto de prueba 3) Np p 1 2 3 4

V I nprom (V ( (RP ) A) M) 24 2. 3 24 2. 1 24 1. 6 24 1. 5

a °

Hest s Htot s Htot d Hest d (mm ) (mm ) (mm ) (mm )

0

-16

0

-8

2

Ruid oC (dB) 70.0

Ruid oA (dB) 65.0

1 5 3 0 4 5

-14

2

-14

-8

72.0

65.0

-6

2

-24

-22

70.0

64.0

-4

2

-26

-22

73.0

68.0

1

Para el quinto ensayo en el cual se utiliza el objeto de prueba número cuatro que corresponde a un ventilador axial de álabes rectos de diferente forma que el objeto dos pero ensayado en el mismo banco de pruebas, después de realizado el ensayo se encontraron los siguientes resultados. Para 12 voltios y 14 voltios de voltaje de alimentación.


Tabla N° 5: Parámetros de operación de ventilador axial con tensión de alimentación de 12 voltios (objeto de prueba 4) Np p 1

V (V ) 12

2

12

3

12

4

12

5

12

6

12

I (A ) 4. 0 4. 0 4. 0 4. 0 4. 0 4. 0

nprom (RP M) 2150

a°

Ruido A (dB)

Ruido C (dB)

0

79.0

83.0

2175

15

78.0

83.0

2165

30

79.0

84.0

2070

45

74.0

82.0

2026

60

76.0

82.0

2008

75

75.0

84.0

Tabla N° 6: Parámetros de operación de ventilador axial con tensión de alimentación de 14 voltios (objeto de prueba 4) Np p 1

V (V ) 14

2

14

3

14

4

14

5

14

6

14

I (A ) 5. 0 5. 0 5. 0 5. 0 5. 0 5. 0

nprom (RP M) 2520

a°

Ruido A (dB)

Ruido C (dB)

0

79.0

85.0

2535

15

80.0

86.5

2490

30

79.0

85.5

2421

45

77.5

86.0

2305

60

76.0

86.5

2350

75

76.0

86.5

Adicionalmente en el quinto ensayo se determinó el ruido emitido por el motor del ventilador que corresponde a: 75 decibeles aproximadamente

1

VI.- PROCESAMIENTO Y ANALISIS DE DATOS


Una vez concluidas las mediciones se procede a calcular los valores correspondientes a las variables de estudio, para posteriormente presentar los resultados tabulados y representados gráficamente, entonces se utiliza las siguientes variables. a) Densidad del fluido: Para todos los ensayos se determina la densidad del aire utilizado como fluido de prueba de la ecuación de los gases ideales (Donde se considera que R equivale a 287 J/KgK para el aire). ρ=

Patm R∗T

b) Velocidad del flujo: para determinar la velocidad del flujo se utiliza la siguiente expresión en función de las alturas piezométricas estática y total medidas en el ensayo. v=

√

2∗(Ptot d −Pest d ) ρ

c) Caudal volumétrico: El flujo de aire del ventilador se determina conociendo el diámetro del túnel de viento o el área seccional de este. v∗π∗D Q=v∗F= 4

2

d) Número de Reynolds: este parámetro adimensional determina la relación entre las propiedades inerciales y viscosas del fluido en cuestión está determinado por: ℜ=

ρ∗v∗D μ

1

e) Presión desarrollada: representa la altura piezométrica que agrega la bomba al fluido se calcula a partir de la presión de descarga y la presión de succión, para el caso particular del ensayo se considera que la presión de succión es aproximadamente igual a la presión atmosférica, además las velocidades tanto en la succión y en la salida son iguales debido a que el diámetro de la tubería no varía además de considerase despreciable la diferencia de alturas entre la succión y la descarga.


v ¿ Z γ∗(¿ ¿ des−Z suc )+ Δ Pc ρ∗(¿ des¿¿ 2−v suc 2) +¿ 2 ¿ Δ PT =Pdes−P suc +¿ Para el caso de los ventiladores axiales ensayados se considera que la toma de aire se realiza a condiciones de estancamiento lo que implica a condiciones de velocidad cero y presión estática menor a la atmosférica (No cuenta con tubuladura de entrada) por lo que la formula anterior se reduce a: Δ PT =Pdes−P suc +

ρ∗v des2 + ΔP c 2

Para el caso del ventilador centrifugo el banco cuanta con tubería tanto de impulsión como de succión por cual la toma de aire en la succión del ventilador no es a condiciones de estancamiento, se utiliza la siguiente formula. Δ PT =Pdes−P suc + Δ P c f) Potencia hidráulica: es la potencia neta que la bomba entrega al fluido se obtiene de la siguiente formula a base de los parámetros medidos en el ensayo. N hid =Δ P T∗Q g) Potencia eléctrica: Es la potencia de entrada hacia el motor eléctrico que mueve el ventilador, esta potencia se determina a base de los parámetros eléctricos voltaje e intensidad de corriente eléctrica, así como el factor de potencia cos fi en el caso de corriente alterna monofásica o trifásica si fuera el caso (Para este caso de multiplica por el factor numérico correspondiente para una línea equilibrada). N ele =√ 3∗I∗V ∗cosφ Para el caso de corriente continua la expresión es simplemente:

1

N ele =I∗V

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN h) Frecuencia de tono (Hz): También denominada frecuencia de paso de álabes .El paso de alabes siempre aparece como un componente fuerte en el espectro de vibración de una bomba o de un ventilador La frecuencia de paso de alabes es una de las frecuencias de fallas que son de interés en los espectros de vibración en máquinas. (Para z número de álabes)

f z=

n∗z 60

i) Perdida de carga (Pa): para la estimación de la carga total ganada en el ventilador se puede determinar cuanto es la perdida de carga por fricción desde la salida del ventilador hasta el punto de medición de la presión estática y total, para ello se utiliza la formula empírica: 2

∆ Pc =

ξ∗ρ∗v 2

Donde el coeficiente de pérdidas se obtiene a partir de la formula ξ=0.015+1.26∗ℜ−0.3+ 0.95∗ℜ−0.12 j) Altura teórica de ventilador: para el caso del objeto de prueba número uno se determina la altura teórica del ventilador, para ello se determina su geometría, dígase ángulos de entrada y salida de los álabes para la velocidad relativa y mediante la siguiente secuencia de cálculo (Ecuación de Euler para flujo incompresible). H i=

u2∗c 2 u−u 1∗c 1 u g

H i=

n∗D i Q ∗ n∗Di− 2∗g A∗tan β 2

H i=

n2∗Di2 n∗Di∗Q − 2∗g 2∗g∗A∗tan β 2

(

∫ H prom=

Di

(

2

2

)

n ∗Di n∗Di∗Q − ∗dD 2∗g 2∗g∗A∗tan β 2 De −Di

1

De

)

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN De

∫ H prom=

Di

(

n2∗Di2 n∗Di∗Q − ∗dD 2∗g 2∗g∗A∗tan β 2

)

De −Di D ¿

(¿ e ¿ ¿ 3−Di3 ) n∗( De 2−Di2)∗Q n∗ − 6∗g π∗g∗( De 2−Di2)∗tan β 2 2

De −Di ¿ H prom=¿ Considerando que la velocidad de rotación del motor es 1690 RPM (177 rad/s) 0.605 177 ∗(¿ ¿ 3−0.2053 ) 177∗Q − 6∗9.78 π∗9.78∗tan 23.9 0.605−0.205 H prom=¿ 2

H prom=284.07−32.5∗Q Para el análisis se considera las siguientes propiedades del aire impulsado por los diferentes ventiladores: Presión atmosférica local : 75 KPa Temperatura ambiental : 15°C Viscosidad cinemática : 1.5*10-5 m2/s Densidad de aire : 0.907 Kg/m3

Para el ensayo número se obtienen los siguientes resultados experimentales: Tabla N° 7: Parámetros hidráulicos y vibracionales de ventilador axial (Objeto de prueba 1) Pest s (Pa)

Ptot

Pest

Ptot

s

d

d

(Pa )

(Pa )

(Pa )

Ruid oA (dB)

Ruid oC (dB)

Q m /mi n 3

Δ PC (Pa )

Δ PT (Pa)

Nhid (w)

Ht (m )

n( %)

fz (Hz )

1

Np p

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN 1

-58.7

2

-39.1

3

-58.7

4

-88.0

5

-97.8

6

-97.8

7

-39.1

8

-58.7

19. 6 19. 6 39. 1 19. 6 19. 6 19. 6 19. 6 19. 6

19.6

39.1

78.2

97.8

78.2 97.8 136. 9 176. 0 234. 7 352. 1

136. 9 156. 5 176. 0 273. 8 293. 4 391. 2

88.2 87.6 87.0

91.8 364.1

40.5

118.8

721

338.7

35.4

152.8

862

327.9

33.3

170.2

930 103 3 108 8 107 7

11 8 13 3 13 9 16 0 18 2 20 1 23 0 33 1

91.5 89.9

86.6

89.6

87.3

89.9

87.2

90.9

87.5

90.9

88.4

91.1

291.6 255.4 222.8 172.1 0.0

26.8 20.9 16.2 10.0 0.0

212.6 255.6 290.0 283.8 410.8

814 0

194 11 191 13 188 14 185 15 182 16 178 16 173 14 172 14

De la tabla número siete se infiere que la tendencia general es que para una mayor presión de descarga del ventilador axial este impulsa una cantidad menor de aire, además se puede ver que la velocidad de rotación del rodete no permanece constante a medida que la resistencia al flujo aumenta las rpm disminuyen esto se debe a dos factores, el primero es que la curva del motor asincrónico que impulsa el aire no es una curva independiente de la velocidad, presenta variaciones respecto de la carga aunque muy pequeñas (Siempre cuando se opere en la zona estable), la segunda razón es que al momento de estrangular el flujo parte del fluido que impacta con la mariposa tiende a regresar a la impulsión de ventilador lo que se denomina frenado del ventilador, esto perturba la frecuencia de rotación del equipo. Se observa que el rendimiento del ventilador se encuentra muy por debajo de los parámetros para lo cuales fue diseñado, en gran medida esto se debe a que el ventilador no tiene una corona fija que ayude a orientar el flujo de salida de los alabes del ventilador, también a que no posee tabuladora de entrada que ayuda a disminuir las pérdidas de entrada. Tabla N° 8: Parámetros hidráulicos y vibracionales de ventilador axial de alabes lisos (Objeto de prueba 2) Pest s (Pa)

Pest d (Pa)

Ptot d (Pa)

1 0.0

0.0

68.5

Ruid Ruido oC A (dB) (dB)

fz (H z)

Q (m3/mi n)

96.0

20 3

52.1

84.2

Δ PC Δ PT Nel (P a) 17. 8

(Pa ) 17. 8

Nhi

ηT

ec

d

(w )

(w )

%

48

15

32

1

Np p

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN 2

103.0 -9.8

0.0

3 -19.6

0.0 9.8 9.8 9.8 19.6

85.0

93.0

82.0

88.0

79.0

86.0

77.0

19.6

7 -58.7

98.0

29.3

6 -39.1

85.0

48.9

5 -39.1

102.0 48.9

4 -19.6

86.0

58.7

19.6

20 2 19 8 19 3 18 9 18 5 18 4

39.4

15. 4 13. 0 10. 5

27.9

5.5

19.7

0.0

0.0

0.0

48.2 44.0

25. 2 32. 5 39. 9 54. 4 48. 9 78. 2

54

20

37

60

24

40

60

26

44

66

25

38

66

16

24

60

0

0

Tabla N° 9: Parámetros hidráulicos y vibracionales de ventilador axial de alabes rugosos (Objeto de prueba 2) Pest s (Pa)

Pest d (Pa)

Ptot d (Pa)

Ruid Ruido oC A (dB) (dB)

1 -29.3

39.1

39.1

83.5

78.2

-19.6

19.6

29.3

85.2

79.0

-19.6

19.6

39.1

84.8

76.7

-9.8

19.6

48.9

82.5

75.6

0.0

19.6

58.7

82.5

74.0

19.6

39.1

78.2

83.0

75.0

19.6

19.6

78.2

84.0

76.0

2 3 4 5 6 7

fz (H z) 17 7 18 3 17 7 17 7 17 7 17 7 17 7

Q (m3/mi n)

Δ PC Δ PT Nel (P a)

0.0

0.0

19.7

2.9

27.9

5.5

34.1

8.1 10. 5 10. 5 15. 4

39.4 39.4 48.2

(Pa ) 68. 5 42. 0 44. 6 37. 4 30. 1 30. 1 15. 4

Nhi

ηT

ec

d

(w )

(w )

%

44

0

0

44

14

31

46

21

45

50

21

43

55

20

36

55

20

36

50

12

25

Los datos de las tablas 8 y 9 muestran el comportamiento de los parámetros hidráulicos del ventilador, para diferentes estados de la calidad superficial de los alabes del ventilador, se pude observar que el ruido producido por el equipo disminuye con el aumento de la rugosidad de la superficie de los álabes. Sin embargo su potencia hidráulica también se ve mermada. Tabla N° 10: Parámetros hidráulicos y vibracionales para ventilador centrífugo de álabes doblados hacia atrás (Objeto de prueba 3)

1

Np p

UNIVERSIDAD NACIONAL DE SAN AGUSTIN Np p

Pest s (Pa)

Ptot s (Pa )

1

-58.7

0.0

2

176. 0 254. 3 371. 6

19.6

3

4

Pest

Ptot

d

d

(Pa ) 97.8

(Pa ) 273. 8 332. 5

195. 6

Ruid oA (dB)

Ruid oC (dB)

fz (Hz )

Q (m3/mi n)

65.0

70.0

9.2

65.0

72.0

8.2

Δ PC Δ PT Nel (P a) 46. 5 36. 8

e

(Pa ) 62.5

(w ) 55

74.8

50

Nhid (w)

ηT % 17

9.6 20 10.2

19.6

293. 4

401. 0

64.0

70.0

7.2

29. 4

85.4

38

19.6

332. 5

410. 8

68.0

73.0

6.2

21. 8

93.8

35

27 10.3 28 9.6

La tabla Número 10 muestra el comportamiento del ventilador centrifugo para cuatro posiciones de la mariposa, no se experimento el flujo a presiones mas altas debido a que se empezaron hacer mas resaltantes los efectos de la compresibilidad del flujo, frenando al ventilador, se muestra que para el ventilador centrifugo se obtienen caudales menores pero a diferencia del tipo axial este llega alcanzar presiones mayores. El ventilador centrífugo resulta tener menos vibraciones sonoras que el axial esto en gran parte se debe a que la menor velocidad de flujo conlleva menores vibraciones mecánicas del equipo lo que representa menos perturbaciones al medio natural inmediato.

Tabla N° 11: Parámetros hidráulicos y vibracionales de ventilador axial de alabes lisos (Objeto de prueba 4) V (V)

1

12

2

12

3

12

4

12

5

12

I (A ) 4. 0 4. 0 4. 0 4. 0 4.

n (RPM ) 2150

a°

Ruido A (dB)

Ruido C (dB)

0

79.0

83.0

2175

15

78.0

83.0

2165

30

79.0

84.0

2070

45

74.0

82.0

2026

60

76.0

82.0

fz (Hz ) 143. 3 145. 0 144. 3 138. 0 135.

Nele (w) 48 48 48 48 48

1

Np p


6

12

0 4. 0

2008

75

75.0

84.0

1 133. 9

48

Tabla N° 12: Parámetros hidráulicos y vibracionales de ventilador axial de alabes lisos (Objeto de prueba 4) Np p

V (V)

1

14

2

14

3

14

4

14

5

14

6

14

I (A ) 5. 0 5. 0 5. 0 5. 0 5. 0 5. 0

n (RPM ) 2520

a°

Ruido A (dB)

Ruido C (dB)

0

79.0

85.0

2535

15

80.0

86.5

2490

30

79.0

85.5

2421

45

77.5

86.0

2305

60

76.0

86.5

2350

75

76.0

86.5

fz (Hz ) 168. 0 169. 0 166. 0 161. 4 153. 7 156. 7

Nele (w) 70 70 70 70 70 70

1

De las tablas 11 y 12 presentadas se puede observar principalmente la dependencia del ruido respecto a las revoluciones por minuto del rodete del ventilador se observa que a una mayor frecuencia de rotación el ruido medido por el sonómetro tanto en la escala C o en la escala A aumenta su intensidad.


450.0 400.0

1200

f(x) = - 0x^2 - 0.33x + 406.37 R² = 0.98

1000

f(x) = + 1x R² = 1

350.0 300.0

800

250.0 Presión total (Pa)

Nhidraulica (W)

200.0

600

400

150.0 100.0

200 50.0 0.0 0.0

100.0

200.0

300.0

Caudal (m3/min)

0 400.0 0

200

400

600

800

Caudal (m3/min)

1

Gráfica N°1: Curva característica Gráfica N°2: Presión Curva vs característica Potencia Caudal de ventilador axial hidraúlica (Objeto 1) vs a 1827 Caudal de ventilador axial RPM (Objeto 1) a 1827 RPM


90.0

30

80.0 70.0

25

f(x) = - 0x^2 - 0.82x + 76.22 R² = 0.95

f(x) = - 0x^2 - 0.8x + 66.79 60.0 R² = 0.94 20 RUGOSO Polynomial (RUGOSO)

LISO

50.0 P(Pa)

N (W)

40.0

15 POTENCIA HIDRRUGOSO

30.0

PTENCIA HIDR LIS

10

20.0 Polynomial (LISO) 5 10.0 0.0 0.0

10.0

20.0

30.0

Q (m3/min)

40.0

0 50.0 0.0

60.0 10.0

20.0

30.0

40.0

50.0

Q (m3/min)

1

Gráfica N°3: Curvas Presión Gráfica vs Caudal N°4: Curva de Potencia hidráulica vs ventilador axial (Objeto 2) Caudal para de 2330 ventilador RPM axial (Objeto 2) para 2330 RPM


n (%)

50

110.0

45

105.0

40

100.0

35

95.0

30

90.0

25 20

Ruido (dB)

85.0

RUIDO A (LISO) RENDIM H LISO 80.0

RENDIM H RUGOSO

15

75.0

10

70.0

5

65.0

0 0.0

10.0

20.0

30.0

Q (m3/min)

40.0

50.0

60.0 180 60.0

RUIDO C (LIS

185

190

195

frecuencia de tono (Hz)

1

Gráfica N°5: Curva Rendimiento Total vs Gráfica N°6: Ruido vs frecuencia de tono para Caudal de ventilador axial (Objeto 2) a 2330 ventilador axial de álabes lisos (Objeto 2) RPM

2


88.0

100.0

86.0 90.0

84.0 82.0

f(x) = - 0.82x^2 + 2.33x + 110. R² = 1

80.0

80.0

Ruido (dB)

78.0

Presión(Pa)

70.0

PRESION RUIDO C (RUGOSO)

RUIDO A (RUGOSO) 76.0

Polynomial (PRESIO

60.0

74.0 72.0

50.0

70.0 68.0 176

177

178

179

180

181

Frecuencia de tono (Hz)

182

40.0 1836.0

6.5

7.0

7.5

8.0

8.5

Q (m3/min)

1

Gráfica N°7: Ruido vs frecuencia de tono para Gráfica N°8: Curva característica Presión vs ventilador axial de álabes rugosos (Objeto 2) Caudal de ventilador centrífugo (Objeto 3)


10.4

30

28 f(x) = 0.06x^3 - 1.73x^2 + 15.26x - 33.51 R² = 1 10.2 26 24

10.0

22

Potencia Hidraulica (W)

9.8

Potencia

n (%)

20

Polynomial (Potencia) 18 9.6

9.4

RENDIMIENTO

16 14 12

9.2 10 5.05.56.06.57.07.58.08.59.09.5 6.0 6.5 Q (m3/min)

7.0

7.5

8.0

8.5

Q (m3/min

1

Gráfica N°9: Curva característica Gráfica N°10: Potencia Curva característica Rendimiento hidráulica vs Caudal de ventilador total vs centrífugo Caudal de ventilador centrífugo (Objeto 3) (Objeto 3)

90.0

85.0

80.0

Ruido (Db) RUIDO 12 V (A)

RUIDO 12 V (C)

RUIDO 14 V (A)

RUIDO 14 V (C)

75.0

70.0

65.0 130.0

135.0

140.0

145.0

150.0

155.0

160.0

165.0

Frecuencia de tono (Hz)

Gráfica N°11: Ruido vs frecuencia de tono para diferentes voltajes de alimentación (Objeto 4)

170.0

175.0

105.0

100.0

95.0

90.0

Ruido (Db) RUIDO A (RUGOSO)

RUIDO C (RUGOSO)

RUIDO A (LISO)

RUIDO C (LISO)

85.0

80.0

75.0

70.0 175

180

185

190

195

Frecuencia de Tono (Hz)

Gráfica N°12: Ruido vs frecuencia de tono para diferentes calidades superficiales (Objeto 2)

200

205

f(x) = R² = 0

90

80 f(x) = - 0x^2 - 0.82x + 76.22 R² = 0.95 70

60

50

Presión (Pa) CENTRIFUGO 40

Polynomial (CENTRIFUGO)

AXIAL

Polynomial (AXIAL)

30

20

10

0 0

10

20

30

40

Caudal (m3/min)

Gráfica N°12: Curva característica Presión vs Caudal comparativa de ventilador axial y centrífugo VII.- CONCLUSIONES

50

60

Luego de haber terminado los análisis de los resultados se concluye lo siguiente: 1. De la gráfica 12 se determina con claridad que el ventilador axial es capaz de desplazar más fluido que el ventilador centrifugo esto se debe en gran medida a su configuración bidimensional, el axial es capaz de movilizar 52 m3/minuto para una determinada velocidad de rotación del motor mientras que el centrifugo solo llega a movilizar 10 m3/min, ambos casos para la posición de abertura máxima de la mariposa de impulsión. 2. De la gráfica 12 también se determina que la presión desarrollada por el ventilador es mayor en el caso de los ventiladores centrífugos en comparación con los axiales, en dicha grafica se determina que para el valor de 6 m3/min se obtiene una presión de 94 Pa para el ventilador centrifugo a comparación de los 78 Pa que alcanza el axial. 3. De la curva característica de la graficas número 1 y número 2 de del ventilador axial correspondiente al objeto número uno se observa que la potencia hidráulica entregada por el ventilador es creciente en dirección del caudal hasta un punto de máxima potencia luego de la cual empieza a decrecer, para el objeto numero dos (Liso) se observa que del punto de potencia máxima corresponde al punto de 30 m3/min, sin embargo se encuentra que el rendimiento máximo del ventilador se da a 40 m3/min, lo que indica que la manera mas optima de hacer operar un ventilador es entre los puntos de potencia y rendimiento máximo aproximadamente 60% a 80% del caudal máximo suministrado, para el objeto de prueba número dos con alabes lisos. 4. De las gráficas N3 y N4 en las que se compara el comportamiento de un mismo ventilador con diferentes calidades superficiales de sus alabes se determina que el ventilador con alabes más rugosos presenta una disminución en la presión generada, ya que sus pérdidas hidráulicas aumentan por la rugosidad, del mismo modo la potencia hidráulica entregada disminuye en cerca del 17% para el rodete analizado para el caso de la variación máxima, la rugosidad de los alabes está relacionada directamente con el degaste de las superficies del ventilador, por corrosión o por el tiempo, esto demuestra que entre mas desgaste tenga el ventilador su potencia entrada se verá mermada y su rendimiento también. 5. De las gráficas número 5 y 6 se demuestra que el ventilador emite un menor ruido entre mas rugosa sea la superficie del alabe, esto se debe en gran medida a que el fluido tiende a frenarse por la rugosidad, si el fluido posee una menor velocidad entonces la vibraciones del objeto esta disminuyen emitiéndose una menor perturbación al ambiente. 6. También se ve ya sea en el ventilador axial objeto 2 liso o rugoso que la diferencia entre las intensidades de ruido correspondientes a las escalas de medición A o B correspondiente al ruido percibido por el oído humano y ruido real emitido por el equipo es de apenas 10 decibeles además considerando que las normas internacionales y nacionales recomiendan que el ruido que emite un ventilador no debe supera los 85 decibeles se obtiene que el ventilador axial correspondiente al objeto de prueba 2 no emite un ruido perjudicial para el oído humano que impida el trabajo cerca de este equipo.

7. De las gráficas número 8, 9, 10 se obtienen los parámetros fundamentales de funcionamiento del ventilador centrífugo demostrando que el comportamiento en el caso de la presión se ajusta a una curva polinómica de grado dos lo que concuerda con el análisis de la ecuación de Euler y de pérdidas, el rendimiento medido tiene como máximo 28%, esto se debe a las perdidas presentes al interior del equipo, perdidas tales como la fricción, perdidas por mezcla en la voluta o las perdidas en la entrada por carecer de tubuladura de entrada. 8. De la gráfica 12 se obtiene el comportamiento de comparativo de un rodete de ventilador axial (Objeto 4) puesto en marcha a diferentes voltajes de alimentación continua, lo que resulta que a mayor voltaje el ventilador marcha a mayor velocidad lo que hace que la frecuencia de paso de los abales o frecuencia de tono aumente, aumentan también el ruido producido, mientras que a bajos voltajes se obtienen bajas velocidades disminuyendo la intensidad sonora emitida al medio natural. 9. De las tablas correspondientes a los análisis de los ventiladores axial y centrífugo se ve que el ventilador centrífugo emite menos ruido ya sea a la escala A o C que el ventilador axial. 10.De la grafica 1y 2 correspondiente al ventilador axial del objeto numero 1 se determino que el ruido emitido por el ventilador es casi el mismo que su similar el ventilador pequeño del objeto número dos, a pesar que el ventilador marcha mas lento, esto se debe a que un mayor diámetro ayuda a disminuir las perdidas hidráulicas del fluido, perdidas que en parte se traducen en ruido emitido por el ventilador, esa es la razón de la similitud de ruido emitido por los dos objetos

VIII.- BIBLIOGRAFIA     

Bombas Ventiladores y compresores, V.M. Cherkassky, Moscú 1982 Apuntes Ventiladores Universidad de Cantabria, Pedro Fernandez Diez 1998 Ruido tonal radiado por un ventilador, Tesis Universidad de Oviedo, Katia María Arguedas Días 2004. Apuntes de posgrado Universidad de Oviedo, Ventiladores y compresores, 2005 Mecánica de fluidos y Turbomáquinas, 1ra edición, Claudio Mataix, 1990I

Ensayo 2 Determinacion de Curva Caracteristica de Ventiladores

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