Los Ventiladores Centrífugos

Los ventiladores forman parte de la familia de las turbomáquinas  generadoras, y dentro de éstas ocupa un puesto intermedio entre los compresores y las bombas.

Al igual que  en los compresores, los ventiladores son turbomáquinas de fluido compresible; pero en los ventiladores las velocidades de desplazamiento del fluido son mucho más débiles que en los compresores.  De hecho, en los ventiladores el fenómeno de compresión es de tan poca importancia que puede despreciarse y el cálculo de estas máquina es muy parecido a las bombas.

Según el incremento de presión, las turbomáquinas pueden clasificarse en :

·     Ventiladores , para presiones inferiores a  0.250 Kg/cm ² 

·     Turbocompresores, para presiones superiores a  1 ó 2 Kg/cm ²

 

Según la forma de los álabes y su acción en el fluido pueden establecerse la siguiente clasificación :

·     Ventiladores y compresores centrífugos

·     Ventiladores y compresores helicocentrífugos

·     Ventiladores y compresores axiales

 

Para determinar el punto de funcionamiento de un ventilador es necesario efectuar las tres medidas siguientes:

1.   Medida de la presión manométrica total

2.   Medida del caudal

3.  Medida de la potencia absorvida

 

El resultado de la medida de la potencia absorvida junto con las dos medidas anteriores, nos permitirá calcular el rendimiento, el pefil de velocidades, las curvas caracteristicas y el punto de funcionamiento.

En lo que respecta al compresor bietápico reciprocante de desplazamiento positivo estos abarcan desde una capacidad muy pequeña hasta unos 3000 PCM. Para equipos de procesos, por lo general, no se utilizan mucho los tamaños grandes y se prefieren los centrífugos.  En el  caso del laboratorio, se necesita alta presión y un gasto más bien bajo, por lo que se utiliza un compresor reciprocante.  El número de etapas o cilindros se debe seleccionar con relación a la temperatura de descarga, tamaño disponible para los cilindros y carga en el cuerpo o biela del compresor.

Los compresores para aire o gas son de dos o más cilindros, los cuales se disponen en forma horizontal o vertical y en serie de modo que presenten dos o más etapas de compresión. El número de etapas de compresión depende, en gran parte de la elevación de temperatura en una etapa, que suele estar limitada a unos 120 grados centígrados; de la carga en el cuerpo o biela que se pueda manejar y de vez en cuando, del aumento total en la presión de una etapa, respecto al diseño de las válvulas del compresor, que suelen ser para menos de 1000 Psi.   Por medio de este compresor reciprocante y de las conexiones adecuadas se pueden obtener la relación de pérdida vs caudal en las diferentes tuberías, además de otros accesorios como por ejemplo bridas de unión.

 

1. Clasificación de los ventiladores

 

Los ventiladores se pueden clasificar por su rango de presión de trabajo y por el  tipo de construcción.

Según el rango de presión de trabajo se tiene:

·     Ventiladores de baja presión,  hasta una presión efectiva de 0.02 Kg/cm ²  

·     Ventiladores de mediana presión, de 0.02 hasta 0.08  Kg/cm ²

·     Ventiladores de alta presión, de 0.08 hasta 0.250 Kg/cm ²

 

Según el tipo de construcción se tiene:

·     Ventiladores de acción centrífuga

·     Ventiladores de acción Helicocentrífugas

·     Ventiladores de acción axial

 

Ventiladores de acción centrífuga, son los más indicados para presiones fuertes y caudales débiles, estos aspiran el fluido lateralmente, a través de una o varias aberturas y lo expulsan  a traves de un difusor (voluta), su rendimiento maximo es de  (0,6 a 0,7). Los Ventiladores  de acción axial,  construidos para presiones bajas y caudales grandes; su eje de la rueda se confunde con el eje de canalizacion, su rendimiento máximo es de  (0,9). Los Ventiladores de acción helicocentrífugos pertenecen a un grupo intermedio, su rendimiento máximo es de (0,2). Los Ventiladores de construcción normal estan dotados de una envoltura que permite la canalización del fluido a la entrada y a la salida del rodete.

 

2. Ensayo de ventiladores

 

Para la obtención del perfil del velocidades, curvas caracteristicas y el punto de funcionamiento del ventilador, se tienen dos metodos diferentes para medir de forma sencilla las presiones y los caudales de los ventiladores, para efectos del laboratorio se utiliza el segundo método.  Dichos métodos son:

·     Método con cajón:  el ventilador a ensayar aspira o impulsa, a través de un divergente , en un cajón generalmente cilíndrico cerrado en su extremo por una placa provista de un orificio central. El diámetro del cajón es suficientemente grande como para que la velocidad del fluido sea sufucientemente baja. La única medida a efectuar es la de presión estática en la proximidad inmediata de la placa de obturación, se conoce el coeficiente de contracción del orificio de la placa, de lo que puede deducir la velocidad de circulación (Caudal) con ayuda de la medida de presión estática, además se conoce la pérdida de  carga del divergente entre el ventilador  y  cajón de ensayo; por tanto, la presión manométrica total es igual a la suma de la presión estática medida más la perdida de carga del divergente  calculada para el caudal de determinado anteriomente.

  

·     Método de sondeo de la vena de fluido: el ventilador sometido a ensayo aspira o impulsa en un conducto de sección constante  y de longitud igual a 10 veces su diámetro como mínimo. Si el conducto de medida se coloca en el lado de aspiración, el ventilador impulsará al aire libre y viceversa, el conducto de medida está parcialmente obturado en su extremo por un organo de regulación (valvula tipo mariposa). A los dos tercios de la longitud total del conducto, partiendo del ventilador, se dispone de un tubo de Prandtl  movil  que permite determinar la presión estática y la presión total, es decir, la presión dinámica y la velocidad de circulación en diferentes puntos de la sección de ensayo.

 

La integración de los caudales correspondientes a los pequeños elementos de la sección (en los cuales ha sido medida la velocidad) permite calcular el caudal total. La presión manométrica total es el valor medio de las presiones totales determinadas anteriormente más la perdida de carga entre el ventilador y la sección de ensayo, calculada para el caudal correspondiente.

  

3. Tubo Prandtl

El tubo Prandtl esta conformado de dos ductos concentricos uno de ellos tiene un orificio colocado directamente enfrente de la corriente aguas arriba, dicha ducto  se llama probeta de presión de estancamiento o tubo pitot , el otro ducto no es más que  una probeta de presión estática que tiene 1.5 mm de diámetro.

 Haciendo uso de la ecuación de Bernoulli  obtenemos la velocidad con  las mediciones de las presiones estática y total en el tubo Prandtl  (ver figura) .

 

Por encima de Re_d > 1000, el tubo pitot se comporta autenticamente como si el fluido no tuviera viscosidad. Sin embargo es sencible al ángulo de desalineamiento entre el flujo y el tubo, el tubo Prandtl en muy útil en liquidos y gases; en gases, si el numero de Mach de la corriente es alto, se debe introducir un término de corrección por compresibilidad. Debido a la lentitud de respuesta de los tubos llenos de líquido que transmiten la presión a los sensores, el pitot no es útil en líquidos de flujo no estacionarios. Por su pequeño tamaño la medida es puntual y puede usarse incluso para medir flujo sanguineo en arterias y venas, no es adecuado para bajas velocidades de gases debido a las pequeñas diferencias de presión que aparecen. ejemplo: para una velocidad de 0.3 m/s de aire en condiciones normales haciendo uso de la ecuación de Bernoulli, obtenemos que la diferencia de presiones estatica-total es de  solo 0.048 Pascales, lo cual queda más allá de la resolución de los sensores normales.

  

4. Perfil de velocidades

 

El procedimiento para la realización de los perfiles de velocidades es el siguiente: 

de la ecuación de Bernoulli aplicada en el tubo prandtl tenemos

 

V = [ 2 g (ht-h) / r_x ] ^{( 0.5 )}            Po-P = g (ht-h)

 

ht es la medida de Po en cm de fluido manométrico (r=0.862 gr/cm³)   y h es la medida de P en cm de fluido manométrico (r=0.862 gr/cm³)

 

r_{x  =} densidad en el punto de medida = r_o  [Psx + 13.63 Po]/ 13.63 Po

 

Pe= presión de vapor  saturado  a Tbh

Pp= presión parcial del vapor presente en el aire

 

Pp= Pe - Pb[  (Tbs-Tbh)/2700  ]

 

Paire = Pamt - Pp

r_o = Paire / R * Tbs

 

La presión parcial del vapor presente en el aire, también puede ser calculada por medio de la ecuación de  CARRIER :

 

Pp = Pe  - [ ( Pamt - Pe ) *(Tbs - Tbh) ] / [ 2830 - (1.44 Tbh) ] 

 

Las presiones se encuentran en Psi (abs)  y las temperaturas en grados   °F  .

 

Mediante el uso de las ecuaciones anteriormente mencionadas y el procedimiento mostrado a continuación, se obtienen los perfiles de velocidad.

Se tomaron medidas de presión estática y total mediante los manómetros de columna, variando la posición del prandtl segun la tabla #1; mostrada para determinadas posiciones de la valvula de mariposa ( 0, 7.5, 15 , 22.5, 30 , 37.5 , 45 , 52.5 , 60 , 67.5 ) grados .

  

# de abertura	h (cm)
1	0.66
2	2.08
3	3.71
4	5.74
5	8.69
6	16.71
7	19.66
8	21.69
9	23.32
10	24.74

  

Perfile de velocidad  para la abertura #8

 

 

Perfile de velocidad  para la abertura #9

 

 

 

Perfile de velocidad  para la abertura #10

 

 

 

 

5. Curvas características

 

Obtenidas a través de la medición de los siguientes parámetros:

-Voltaje  (Vol)

-Corriente (amp)

- Factor de Potencia (j= 0.84)

- Presión estática en el punto 2

- Presión estática en el punto 4

 

 

 

Ecuaciones:

 H^T=P_02G/g    donde P_02G,  es la presión total en el pto 2 y H^T es la

 presion total a la salida del ventilador

 

P_02G = P_2g+(r_o*V2^²)/2

 

H=P_2g/g   => g=r_o*g

 

n_tt=g*Q₂*H^T/We => Q₂=V₂*A₂ => V₂=A₃*V₃/A₂ 

 

=>V₃=SV_x3/10

 

We=Ö3*V*I*Cosj  => j=0.84

6. Punto de Funcionamiento

La selección y la instalación de un ventilador siempre requiere un costo. para minimizar el consumo de energía es deseable operar un ventilador en su punto de más alta eficiencia . Para reducir el tamaño del ventilador respecto a una capacidad determinada es tentador operarlo a una relación de flujo más alta que a una eficiencia máxima. En una instalación real este trueque debe hacerse considerando factores como el espacio disponible, el costo inicial y las horas anuales de operación. No es prudente operar un ventilador a una relación de flujo por abajo de la eficiencia máxima. Tal ventilador sería más grande  de lo necesario y algunos diseños pueden ser inestables y ruidosos . Es necesario considerar el sistema de ducto tanto en la entrada como en la salida del ventilador, cualquier cosa que perturbe el flujo en la entrada o en la salida del ventilador es probable que perjudique su funcionamiento.

  

El punto real de operación de un ventilador o también llamado punto de funcionamiento está en la intersección de su curva de presión estática y la curva de flujo contra resistencia en el sistema.

	La ecuación de la carga del ventilador viene expresada por:

 

H = (P_4g / g₄ )  + K Q²                      K = K₁  +  K₂   

 

K=[H - (P_4g / g₄ ) ] / Q²                   Kp = SKi / 10

 

hf= Kp Q²      ...   perdidas para flujo turbulento

 

La carga del sistema es la siguiente:

 

Hs = Kp Q²  + [ P_4g / g₄ ] 

 

Se puede notar que la resistencia varía en relación con el cuadrado del flujo ; si la resistencia es diferente a la esperada, el punto de operación estará en otro lugar de la curva de presión estática. Ademas, se alterarán las curvas de presión estática y la potencia si los efectos del sistema no permiten que el ventilador logre su rendimiento nominal.

punto de funcionamiento

 

 

 

Las cuatro causas más comunes de rendimiento deficiente son:

· Flujo excentrico hacia el ventilador : un ventilador solo puede funcionar en forma correcta si el aire fluje en línea recta hacia la entrada con un perfil uniforme de velocidad, con esto se distribuye la carga del aire con uniformidad sobre la rueda,  por ejemplo: un codo a la entrada produciría a la entrada turbulencia y mala distribución del aire sobre la rueda, disminuyendo su rendimiento, la severidad del efecto depende de la configuración del codo - un codo con juntas es peor que un codo liso -  una curvatura grande es mejor que una pequeña. Pero más importante es la longitud del tramo recto del ducto entre el codo y la entrada que se suele expresar en diametros del ducto o de la entrada del ventilador.

·Flujo arremolinado hacia el ventilador: si el aire que entra forma remolinos en el mismo sentido de rotación de la rueda, el ventilador produce menos  sustentación que si el aire no lo formara. esto es analogo a tratar de elevar un avión a favor del viento en vez de hacerlo en contra de el, con lo que también hay menos sustentación y mal rendimiento, si los remolinos estan en sentido contrario a la rotacion de la rueda, aumentara la potencia necesaria y el ruido, teniéndose un incremento en la presión estática pero mucho menor del que se creería posible con el aumento en el consumo de potencia.

·Ductos incorrectos para la salida:  si no hay ductos de salida, ocurrira una perdida de presión estática igual a la mitad de la presión de velocidad de la salida, esto se debe considerar como parte de la resistencia del sistema, al especificar el rendimiento del ventilador.  la velocidad de salida determina la longitud de l ducto necesario para que la perdida de presión estática sea despreciable.

 

·Obstrucciones a la entrada y a la salida:  la obstrucciones que aumentan las perdidas en el sistema pueden ser tan notorias como un sombrero cónico en la chimenea, que puede producir una perdida igual a la presión de velocidad. las pérdidas aumentan con la velocidad y disminuyen con la distancia entre el ventilador y la obstrucción, al igual que las otras pérdidas por efectos del sistema, se deben sumar a la resistencia en este al especificar o dimencionar el ventilador .

 

7. Concluciones Generales

 

· En la instalación de un ventilador se deben diseñar los ductos de entrada y salida  para que el sistema tenga el rendimiento exacto esperado. Cada ventilador tiene su punto de funcionamiento sus valores nominales se pueden dar independientemente de sistema alguno,  con demaciada frecuencia un ventilador no obtiene el rendimiento esperado por que no se tuvieron en cuenta los efectos del sistema. Si no se tienen en cuenta los efectos del sistema pueden haber perdidas insperadas  de presión y de velocidad que requeririan aumentar la velocidad del ventilador  y la potencia del motor para recompensarlas.

 

· La presion estática se hace mayor a la presión total  entre el rango de 0 - 45 grados de apertura de la valvula mariposa. Se presenta una turbulencia debido al flujo forzado dentro del tubo que tiende a regresarse, esto trae como consecuencia un error en la lectura del tubo prandtl  ya que este solo mide en un sentido; es decir la turbulencia golpea al tubo prandtl por la parte posterior o tubo piezometrico creando un aumento en la lectura estática; por lo tanto el cálculo de la velocidad no se puede realizar porque el delta de presión es negativo y según la ecuación de Bernoulli se obtienen resultados imaginarios.

 

· Una posible falla en los cálculos utilizando bajas revoluciones (ejemplo 3000 rpm utilizada en el ensayo ) es que el tubo Prandtl debe estar a 2/3 de la longitud total del tubo del extremo del ventilador  caso que parece no cumplirse debido a que se presentan turbulencias y esta es la minima longitud para que el flujo en el ventilador genere lineas de corriente constantes, teniendo en cuenta también que el tubo debe medir 10 veces su diámetro.

 

· La separación del perfil de velocidad ocurrida en la abertura #10  es debida a la cantidad de movimiento del fluido de la capa límite cerca de la pared, cuando el fluido debería moverse con un gradiente adverso de presión es decir dp/dx >0 en el caso en que la presión decrese  dp/dx <0 se dice que hay un gradiente favorable. Cuando el gradiente de presión es adverso el perfil de velocidades en la capa límite  con gradiente adverso de presión tendrá la forma típica de la “S” ;  Con un gradiente favorable el perfil es convexo muy redondeado, no hay punto de inflexión y no hay separación. Los perfiles laminares de este tipo son muy resistentes a la trancisión a turbulentos.

 

·Tal como se esperaba la eficiencia pasa por un máximo. La configuración de la curva del ángulo de descarga del obturador es de particular interés porque  aumenta a 90 grados cuando se va llegando al punto de funcionamiento, como se podría suponer de manera intuitiva. La eficiencia máxima fué con un caudal de 1400 m³/h , correspondiente con el caudal para el punto de funcionamiento del ventilador en el sistema. De las curvas características se tiene que el ventilador centrifugo estudiado tiene alto trabajo específico y baja eficiencia ( no llega ni al 50% ) . Sabiamos que para este tipo de ventilador los valores máximos de eficiencia estan entre el 60%  y 70%

 

 COMPRESOR  RECIPROCANTE

1. Diagrama y descripción de funcionamiento

 

El aire entra al sistema a través de un filtro encargado de eliminar las impurezas que pueda tener evitando asi daños  en la primera etapa de compresión (pistón #1) de alli el aire comprimido circula por la línea hasta la primera etapa de enfriamiento,   esta etapa  es necesaria para mantener el rango mínimo de aumento en la temperatura ( 120 grados centigrados ); para evitar daños en la siguiente etapa. Debido al enfriamiento en dicha etapa se produce un condensado que es recogido en el condensador este a su vez tiene un tapón de desague; luego de esta acción el aire es comprimido por segunda vez mediante un pistón de menor diámetro, conectado al primero (este tiene menor relación de presión que el segundo)  elevando la temperatura y presión del aire aún más. de nuevo es conducido el aire a través de otra línea al segundo refrigerador, ocurriendo de nuevo la condensación y siendo almacenado en el tanque de reservorio  (dicho tanque es necesario para mantener el flujo constante y evitar el pulso producido por el ciclo natural de compresión).

 

Partiendo del reservorio el aire fluje através de la valvula de diafragma para entrar al sistema o banco de prueba de tuberías y accesorios, después de pasar por la valvula de regulación el flujo es estabilizado por la valvula de regulación que le  permite la entrada al medidor de caudal( rotámetro ) y en ese punto es medida la presión de trabajo de los tubos de prueba. existen tubos opcionales conectados al sistema que permiten conectar cualquier  tipo de accesorio o tuberia flujendo el aire através de estos regulados por la valvula de descarga hacia el ambiente.

 

diagrama del equipo

El siguiente diagrama representa la tubería opcional al  sistema de compresión que permite la medición de caudal y  presión  de la tubería en prueba. Muestra también los cuatro diferentes modelos de tubo usados en la experiencia del laboratorio, para los cuales se realizará los diagramas de pérdidas vs Caudal.

 

 

2. Curva  de Perdida vs Caudal

 

Las ecuaciones utilizadas para cálcular las pérdidas son las siguientes:

hf = ( P₁ /g₁ ) - (P₂ /g₂ )  + DZ + ( V₁²  _- v₂² ) / 2g

 

DP = P₁ - P₂                hf=DP/g   + DZ              

 

Qc = Qn * ( [ 273 + Tbs ]/ Tbs ) ( [P2g + Po]/ Po  )   Caudal corregido

 

Luego de tomar las medidas diferenciales de presión, variando el caudal en valores prefijados por medio de la valvula de diafragma  se obtuvieron los siguientes resultados:

QC (m3/h)	Hf1 (m)	Hf2 (m)	Hf3 (m)	Hf4 (m)
0.85	124.61	98.4
1.06	161.08	108.6
1.27		126.44
1.28	207.97
1.37			95.83
1.49		159.59
1.51	260.06
1.69			103.46
1.7		164.69
1.73	322.58
1.92		190.18
1.96	392.9
2.01			113.62
2.14		218.23
2.2	478.86
2.34			128.87
2.37		248.82
2.45	583.05
2.59		271.77
2.66			133.95
2.69	632.54
2.8		279.42
2.96	781.02
2.98			154.28
3.29				118.64
3.31			174.6
3.39				118.64
3.5				126.24
3.61				131.31
3.63			189.85
3.72				131.31
3.82				133.85
3.93				138.92
3.96			215.26
4.04				138.92
4.15				143.99
4.25				141.45
4.29			235.59

Las perdidas en la tuberia en forma de zig-zag cuadrado se corresponden con hf1, el espiral se corresponde las perdidas hf2, el tipo  serpentín  con hf3 y finalmente la tuberia recta con hf4.

 

 

  

3. Concluciones generales

 · La tubería que presenta mayores pérdidas (exageradas)  es la tipo zig-zag cuadrada, esto se esperaba ya que el recorrido del aire tiene  mayores cambios bruscos de dirección y existe mayor fricción entre las paredes del tubo y el fluido.

 · Los tubos de mayor longitud obtuvieron mayores entonces se corrobora la ecuación   hf = 8*f*L*Q / pi² * G * d⁵     (Ec de Darci ).

 ·El tubo de menor perdida es el recto, pero no quiere decir que es el recomendado,  porque  sus niveles de velocidad pueden ser altos; por ejemplo en el caso de tubería para agua la velocidad debe estar entre  0.6 m/s y 3 m/s  para evitar depositos de sedimentos y ruido.           Por esto, deben estudiarse muy bien los requerimientos del diseño ya que una tubería mala para cierto diseño puede ser optima para otro.