ventiladores ingenieria

LEYES DEL VENTILADOR

Conversión de la función del ventilador:

Hay ciertas leyes generales que son usadas para convertir la función de un ventilador de un grupo de variables (como el

tamaño, la velocidad y densidad del gas) a otra función.

Supongamos que un ventilador de cierto tamaño ha sido ensayado y su función ha sido diseñada para una densidad de aire standard

de 0.075 Lb/ft. Luego podemos computar la función de otro

ventilador geométricamente similar convirtiendo la información de su función de acuerdo con estas leyes sin necesidad de ensayar

éste segundo ventilador.

Las llamamos LEYES GENERALES DE LOS VENTILADORES porque

aplican a cualquier tipo de ventilador: de flujo axial, centrifugo y

ventiladores de flujo mixto, ventiladores de techo, sopladores de flujo cruzado y sopladores de vórtice.

Ya hemos visto que la función de un ventilador puede ser presentada en el catálogo de 2 maneras:

1- En la forma de la gráfica de funcionamiento, como en la figura 4.39, mostrando presión estática, freno de caballo de fuerza,

eficiencia y nivel de ruido Vs volumen de aire.

2- En la forma de tabla de clasificación, como la tabla 4.3

mostrando el volumen del aire, velocidad del ventilador, HP del

freno a ciertas presiones estáticas.

La gráfica de funcionamiento es de presentación original. Es el

resultado de una prueba en el ventilador. La tabla de clasificación

fue derivada de la gráfica de funcionamiento usando las leyes del ventilador. El cálculo de tablas de clasificación son una aplicación

importante de dichas leyes. Sin embargo las leyes son utilizadas

con otros propósitos como la conversión de un requerimiento del

cliente de alta temperatura a densidad standard del aire del

catálogo o también la predicción del funcionamiento de un nuevo

diseño de ventilador.

VARIACIÓN EN LA VELOCIDAD Para convertir el funcionamiento de un ventilador de una velocidad

a otra, tomamos el número de puntos de la gráfica de

funcionamiento y convertimos la correspondiente información para volumen de aire, presión estática, HP del freno, eficiencia y nivel

de ruido de la velocidad de la gráfica a la velocidad deseada

usando las siguientes reglas:

El volumen de aire (cfm) varía directamente con la velocidad

cfm2 = rpm2

cfm1 rpm1

Las presiones varían con el cuadrado de la velocidad

sp2 = rpm2 exp 2

sp1 rpm1 exp 2

El freno HP varía con el cubo de la velocidad

bhp2 = rpm2 exp 3

bhp1 rpm1 exp 3

la eficiencia permanece constante pero, por supuesto, cambia sus

valores de acuerdo con el nuevo volumen de aire.

El nivel de ruido se aumenta o reduce 50 veces el logaritmo (base

10) de la relación de velocidad:

N2-N1 = 50 log10 Rpm1

Rpm2

En este punto, tres cosas deben ser notadas:

1- Todas las presiones varían con el cuadrado de la velocidad: la

estática, la velocidad y las totales.

2- Todas las fuerzas varían con el cubo de la velocidad. El HP del freno y el HP del aire.

3- Los exponentes se suman: 1 (el del volumen aire) más 2

(presión estática) es igual a 3 (HP del freno).

Esto no es coincidencia. El HP del aire es proporcional al producto

del volumen del aire y la presión total. Por lo tanto, si el volumen varía con la primera potencia de la velocidad y la presión total

varía con la segunda potencia de la velocidad, su producto (HP del

aire) debe variar con la tercera potencia de la velocidad, y si el HP del aire varía así, de la misma forma debe variar el HP del freno.

Aquí está un ejemplo de como estas reglas son aplicadas.

Tomemos la gráfica de funcionamiento mostrada en la figura 4.57 para un ventilador de aspa axial de 27 in a 1750 rpm y rediseñado

en la figura 5.1 con las cuatro curvas de funcionamiento (presión

estática, HP del freno, eficiencia y nivel de ruido) en líneas punteadas. Cuál será el funcionamiento de este ventilador de aspa

axial de 27 in si lo trabajamos con una velocidad aumentada en un 50% a 2625 rpm? Tomemos los datos de funcionamiento en 6

puntos y entremos en la mitad superior de la tabla 5.1. Nuestros

factores de conversión serán así:

Factor de conversión del volumen de aire (cfm):

Rpm2 = 2625 = 1.5 Rpm1 1750

Factor de conversión para presión estática:

Rpm2 exp 2 = 2625 exp 2 = 2.25

Rpm1 exp 2 1750 exp 2

Factor de conversión de HP del freno:

Rpm2 exp 3 = 2625 exp 3 = 3.375

Rpm1 exp 3 1750 exp 3

Factor de conversión para la eficiencia: 1

Para la conversión del nivel de ruido, no usamos un factor, pero sumamos una cantidad que puede ser calculada como:

50 log10 1.5 = 8.8 dB

Aplicamos estos factores de conversión para obtener los datos de

funcionamiento para el ventilador de aspa axial a 2625 rpm y entramos estos datos en la mitad inferior de la tabla 5.1. Ahora

graficamos esta nueva información con líneas sólidas en la figura

5.1 Notamos lo siguiente:

1- La velocidad incrementada trae como resultado una abrupta

curva de presión estática debido a que el factor de conversión para la presión estática es mayor que el factor de conversión

para el volumen de aire. En otras palabras, una velocidad incrementada dispara más el valor de la presión estática que el

del volumen del aire.

2- El consumo de HP en el freno se vuelve considerablemente

mayor debido al factor de conversión igual a tres veces el poder

del radio de velocidad. De 1750 rpm a 7 ½ HP de motor es adecuado, pero un motor a 2625 rpm y 25 HP es necesitado.

3- La eficiencia permanece igual.

4- El nivel del ruido se incrementa en 8.8 dB.

La figura también muestra dos curvas parabólicas (en línea

punteada) conectando las correspondientes puntas de las curvas

de presión. Estas curvas parabólicas indican como la representación de los puntos se movería si la velocidad fuera

gradualmente variada en cambio del radio 1.5. Hablaremos de

esto más adelante.

Entrega libre Punto Intermedio Eficiencia máx. Presión máx. Caída de Presión Entrega cero

cfm 14,200 13,020 11,500 9,200 6,100 0

Ventilador de 27 in, SP 0 1.25 2.5 3.3 2.64 5.59

aspa axial, bhp 3.45 5.1 6.65 7.7 5.8 9

1750 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

Ruido 83.2 83.5 84.7 89.6 99.1 101.3

cfm 21,300 19,530 17,250 13,800 9,150 0


aspa axial, bhp 11.64 17.21 22.44 25.99 19.58 30.38

2625 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

Ruido 92 92.3 93.5 98.4 107.9 110.1

VARIACIÓN EN EL TAMAÑO DEL VENTILADOR:

Otra importante ley del ventilador se refiere a la conversión de la

eficiencia del ventilador si el tamaño de este es variado. La mayoría de compañías de ventiladores manufacturan cierto diseño

en varios tamaños y ofrecen una línea completa de ventiladores

geométricamente iguales. Ellos no tienen que probar todos los

tamaños de la línea. Ellos usualmente lo hacen en tres tamaños

(digamos 12, 24 y 42 in) y computan el rendimiento en los tamaños intermedios usando las leyes de los ventiladores para las

variaciones de tamaño y velocidad.

Como sea, las leyes de los ventiladores solo pueden ser usadas si

los dos ventiladores están en proporción geométrica. Esto es lo

que quiere decir proporción geométrica:

1- Ambos ventiladores tienen el mismo número de cuchillas.

2- Ambos ventiladores tienen el mismo ángulo entre cuchillas y en los demás ángulos de la rueda y el encaje del ventilador.

3- Si los diámetros de los dos ventiladores son D1 y D2, para un

radio D2/D1, todas las otras correspondientes dimensiones de la rueda y el ventilador tendrán el mismo radio.

Si todos estos requerimientos están completos, podemos proceder con la conversión de rendimiento usando las siguientes reglas:

El volumen de aire (cfm) varía proporcionalmente con el cubo del tamaño:

Cfm2 = D2 exp 3

Cfm1 D1 exp 3

Las presiones varían proporcionalmente con el cuadrado del

tamaño: SP2 = D2 exp 2

Sp1 D1 exp 2

El HP del freno varía proporcionalmente a la quinta potencia del

tamaño: hhp2 = D2 exp 5

hhp1 D1 exp 5

La eficiencia permanece casi constante.

Hay un pequeño incremento de eficiencia para dimensiones

mayores. Para un tamaño de radio de 1.5, la eficiencia máxima se

incrementará en menos de 1%. Esto es llamado el “efecto tamaño”.

El nivel de ruido es incrementado (o disminuido) a 50 veces el

logaritmo (base 10) del tamaño del radio:

N1-N2= 50 log10 D2 D1

Nuevamente, notamos que los exponentes suman: 3 (para volumen de aire) más 2 (por presión estática) igual 5 (para HP del

freno).

Apliquemos nuevamente estas reglas en un ejemplo específico, el

rendimiento de nuestro ventilador de aspa axial de 27 in a 1750

rpm, como se muestra en la figura 4.57. replanteamos las cuatro curvas de rendimiento de la fig. 5.2 en líneas a rayas. Ese será el

rendimiento del ventilador, convertido en proporciones

geométricas a, digamos, un tamaño 50% mayor a 40 ½ in. Nuevamente tomamos los datos de rendimiento a 6 puntos y los

entramos en la parte alta de la mitad de la tabla 5.2. Nuestros

factores de conversión serán los siguientes:

Factor de conversión de volumen de aire:

(D2/D1) exp 3 = (40.5/27) exp 3 = 3.375

Factor de conversión de la presión estática:

(D2/D1)² = (40.5/27) ² = 2.25

factor de conversión del HP del freno:

(D2/D1)exp 5 = (40.5/27)exp 5 = 739

Factor de conversión de la eficiencia = 1

Para la conversión del nivel de ruido, sumamos una cantidad que

puede ser calculada así:

50 log10 40.5/27 = 50 log10 1.5 = 8.8 dB

Esto no es muy exacto, es solo aproximado. Estos factores de

conversión son aplicados para obtener los datos de funcionamiento

para el ventilador de aspa axial de 40.5 in a 1750 rmp y entrar esta información en la mitad inferior de la tabla 5.2. Ahora

convertimos esta información en líneas sólidas en la figura 5.2 y

notamos lo siguiente:

1. el ventilador grande, geométricamente similar, resulta una

curva de presión estática más plana porque el factor de conversión para el volumen de aire es mayor que el factor de

conversión para la presión estática. Nótese que se ha

encontrado la condición opuesta a la velocidad aumentada.

2. El consumo de energía de un HP del freno se vuelve mucho

mayor debido al factor de conversión igual a la relación de los tamaños a la 5. En el de 27 in, un HP de motor de 7 1/2 es

adecuado, pero en el tamaño de 40 ½ in un HP de motor de 60

es necesitado. Note que solamente un HP de motor de 25 fue necesitado para el incremento de la velocidad.

3. La eficiencia permanece igual, como lo hizo para la velocidad incrementada.

4. El nivel de ruido se incrementó alrededor de 8.8 dB,

aproximadamente lo mismo que para la velocidad

incrementada.

Figura 5.2. funcionamiento de dos ventiladores de aspa axial geométricamente

similares, de 27 y 40 ½ in, ambos andando a 1750 rpm.

VARIACION EN TAMAÑO Y VELOCIDAD DEL VENTILADOR

Si ambos, el tamaño D del ventilador y la velocidad rpm, son

variados, los dos grupos de reglas discutidos anteriormente

pueden ser aplicados consecutivamente en cualquier secuencia. En realidad esta es la manera más rápida de proceder. Esto en la

mayoría de los casos evitará cualquier error posible. Los dos

grupos de reglas pueden también ser combinados. Las reglas serían como las que se muestran a continuación:

Tabla 5.2: conversión del funcionamiento de un ventilador a uno geométricamente similar, donde el ventilador más grande corre a

la misma velocidad:

Entrega libre Punto Intermedio Eficiencia máx. Presión máx. Caida de Presión Entrega cero

Cfm 14,200 13,020 11,500 9,200 6,100 0


aspa axial, Bhp 3.45 5.1 6.65 7.7 5.8 9

1750 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

Ruido 83.2 83.5 84.7 89.6 99.1 101.3

Cfm 47,925 43,943 38,813 31,050 20,588 0

Ventilador de 40 1/2 in,

SP 0 2.81 5.63 7.43 5.94 12.58

aspa axial, Bhp 26.2 38.73 50.5 58.47 44.04 68.34

1750 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

Ruido 92 92.3 93.5 98.4 107.9 110.1

VARIACION EN EL TAMAÑO Y VELOCIDAD CON RELACIONES RECIPROCAS

Un caso especial de variación del tamaño y la velocidad ocurre

cuando la relación de velocidad es el recíproco de la relación de

tamaño. Esto puede ser expresado así:

rpm2 = D1

rpm1 D2

Esta ecuación significa que los dos ventiladores tendrán la misma

velocidad extrema. Nuestras reglas se leerán de la siguiente manera:

Note que los exponentes se siguen sumando: 2+0=2

Apliquemos estas reglas a un ejemplo específico, el funcionamiento de nuestro ventilador de aspa axial de 27 in a

1750 rpm, como se muestra en la figura 5.3 en líneas puntuados.

Ese será el funcionamiento de este ventilador, convertido en proporción geométrica a 40 ½ in (un tamaño 50% mayor) y

andando a 1750/1.5=1167 rpm, por lo tanto la máxima velocidad

es de 50% mayor que la mínima velocidad. Nuevamente tomamos los datos de funcionamiento en 6 puntos y los entramos en la

parte superior de la mitad de la tabla 5.3. Nuestros factores de

conversión serán ahora los siguientes:

Factor de conversión de volumen de aire:

(D2/D1)² = 40.2² = 2.25

factor de conversión de presión estática= 1

factor de conversión de DP del Freno= 2.25

factor de conversión de eficiencia= 1

factor de conversión de N2-N1= 0 (aproximadamente)

Aplicamos estos factores de conversión para obtener los datos de

funcionamiento para el ventilador de aspa axial de 40 ½ in a 1167

rpm y entrar esos datos en la parte baja de la tabla axial 5.3.

Ahora graficamos estos nuevos datos en líneas sólidas en la figura 5.3. notamos lo siguiente:

1. Una vez más el ventilador más grande resulta una curva de presión estática más plana debido a que el factor de conversión

del volumen del aire es mayor que el factor de la presión

estática. En otras palabras, el tamaño aumentado estimula el volumen del aire más que la presión estática. A pesar que la

velocidad disminuida trabaja en contra de esta tendencia, la

combinación aún estimula más al volumen de aire que a la presión estática.

2. La presión estática permanece igual como resultado de la misma velocidad extrema para ambos ventiladores. Esta es una

importante observación.

3. El consumo de fuerza de HP del freno se vuelve

moderadamente mayor. Para el ventilador de 27 in a 1750 rpm

un motor de 7.5 es adecuado, pero para el ventilador de 4.5 in a 1167 rpm se requiere un motor de 15 a 20 HP.

4. La eficiencia permanece constante.

5. El nivel de ruido permanece aproximadamente igual.

Figura 5.3: funcionamiento de dos ventiladores de aspa axial geométricamente

similares que tienen la misma velocidad extrema. El de 27 in a 1750 rpm y el de 40.5

in a 1167 rpm.

VARIACION EN LA DENSIDAD

Esta ley de los ventiladores es usada cuando el ventilador opera a

gran altura donde la densidad del aire es menor (ver tabla 1.1),

donde el ventilador maneja aire caliente o frío (la densidad del aire

es inversamente proporcional a la temperatura absoluta) o donde

el ventilador maneja un gas diferente al aire, mientras que el

tamaño y la velocidad del ventilador permanezcan constantes. Nuestras reglas de conversión serán así:

El volumen de aire es constante: cfm2/cfm1 =1

Tabla 5.3: conversión del funcionamiento de un ventilador a uno geométricamente

similar. El ventilador mayor tiene la misma velocidad extrema lo que resulta en la

misma presión estática.


cfm 14,200 13,020 11,500 9,200 6,100 0


aspa axial, bhp 3.45 5.1 6.65 7.7 5.8 9

1750 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

Ruido 83.2 83.5 84.7 89.6 99.1 101.3

cfm 31,950 29,295 25,875 20,700 13,725 0

Ventilador de 40 1/2 in,

SP 0 1.25 2.5 3.3 2.64 5.59

aspa axial, bhp 7.76 11.48 14.96 17.33 13.05 20.25

1167 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

Ruido 83.2 83.5 84.7 89.6 99.1 101.3

De nuevo notamos que los exponenciales se suman: 0+1=1.

Apliquemos otra vez estas reglas para un ejemplo específico, el funcionamiento de un ventilador axial de 27 in a 1750 rpm, como

se muestra en la figura 4.57. Rediseñamos las cuatro curvas de

funcionamiento en la figura 5.4 con líneas cortadas. Cuál será el

funcionamiento de este ventilador si maneja aire de 335ºF en vez

del estándar a 70ºF? La alta temperatura corresponde a una

temperatura absoluta de 460+335º=795K la temperatura standard corresponde a una absoluta de 460+70º=530K. La

relación de estas dos temperaturas absolutas es de 795/530=15.

Esta relación (o su recíproco) también será la relación de las 2

densidades de aire. Debido a que la densidad de aire standard es

de 0.075 Lb/ft, la densidad del aire de 335ºF será

0.075/15=0.050. De nuevo, tomamos los datos de funcionamiento en 6 puntos en la figura 4.57 y los entramos en la mitad superior

de la tabla 5.4. nuestros factores de conversión serán los

siguientes:


cfm 14,200 13,020 11,500 9,200 6,100 0


aspa axial, bhp 3.45 5.1 6.65 7.7 5.8 9

1750 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

d=0.075 Ruido 83.2 83.5 84.7 89.6 99.1 101.3

cfm 14,200 13,020 11,500 9,200 6,100 0


aspa axial, bhp 2.3 3.4 4.43 5.13 3.87 6

1750 rpm ME 0.63 0.776 0.828 0.7 0.421 0

d=0.050 Ruido 83.2 83.5 84.7 89.6 99.1 101.3

Factor de conversión del volumen del aire = 1

Factor de conversión de la presión estática =

=0.05/0.075=0.0667.

Figura 5.4: funcionamiento del ventilador de aspa axial de 27 in a 1750 rpm con 2

densidades de aire: 0.075 y 0.050.

Factor de conversión de eficiencia = 1

Diferencia de ruido = 0

Aplicamos estos factores de conversión a los datos de la mitad

superior de la tabla 5.4 para obtener los datos de funcionamiento para una densidad menor y entrar esta nueva información en la

mitad inferior de la tabla 5.4. Ahora diseñamos esta nueva

información en líneas sólidas de la figura 5.4. Notamos lo

siguiente:

1. la densidad de aire menor resulta en una curva de presión estática más plana más plana debido a que el factor de

conversión para presión estática es menor que el factor de

conversión para volumen de aire.

2. El consumo de energía del HP del freno se vuelve

moderadamente menor porque el factor de conversión es igual a la primera potencia de la relación de la densidad. Mientras

que para la densidad del aire standard se necesita un motor de

7.5 HP, para la densidad de aire menor un motor de5 HP será suficiente. Para estar en el rango de seguridad se harán

probablemente estas dos cosas:

a) usar un motor de 7.5 Hp de todas formas aún para la menor

densidad de aire, así el motor no estará sobrecargado si el

ventilador tiene que ser operado en condiciones de aire standard.

b) Usar impulso de correa envés de impulso directo, así el

motor podrá ser localizado afuera del alojamiento y no será calentado por la corriente de aire caliente que circula por el

alojamiento del ventilador.

3. la eficiencia permanece igual.

4. El nivel de ruido permanece igual.

De nuevo, esta ley del ventilador para densidad puede ser

combinada con otras leyes cuando sea requerido en cualquier

secuencia.

DISMINUYENDO EL DIAMETRO EXTERIOR DE LA RUEDA DEL VENTILADOR

Supongamos que una compañía fabrica una línea de sopladores turbo. Estos son ventiladores centrífugos para altas presiones

estáticas y volúmenes de aire relativamente pequeños. Esto será

discutido con más detalle en el capitulo 7. Supongamos que esta línea consiste de los siguientes 8 tamaños. 9, 12, 15, 18, 21, 24,

27 y 30 in, y que las ruedas del ventilador son fundidas en

aluminio. La compañía tiene patrones para estos 8 tamaños de ruedas. Tienen aspas angostas y corren a altas velocidades,

generalmente a 3500 rpm para impulso directo.

La figura 5.5 muestra las curvas de presión estática y HP del freno

para dos tamaños de la línea: un ventilador de 15 in (línea discontinua) y uno de 18 in (línea contínua), ambos a 3500 rpm.

Un cliente quiere un soplador que le produzca 1600 cfm contra una

presión estática de 18 in WC. Obviamente la compañía no quiere construir un nuevo patrón para una sola unidad con un diámetro

de aproximadamente 17 in en la rueda. Por lo tanto, la compañía

decide usar la rueda de 18 in reducida a 17 in. Las líneas punteadas en la figura 5.5 muestran el funcionamiento que

podemos esperar de este ventilador de 17 in. Cómo obtuvimos la

predicción del funcionamiento? Podemos usar las ecuaciones (5.5), (5.6) y (5.7) para la variación en tamaño, usando las relaciones

(17/18)² para presión estática y (17/18) para el HP del freno? En

re4alidad no. Por qué? Porque estas ecuaciones aplican solo cuando las unidades están en proporción geométrica. Al reducir el

diámetro exterior de 18 in a 17 in, el diámetro de la rueda de

entrada y el ancho del aspa permanecerán igual es en vez de ser

reducidos en proporción geométrica. En otras palabras, la rueda

reducida del ventilador nos dará ligeramente más volumen de aire

que si fuéramos a reducir todas las dimensiones en proporciones geométricas. Debemos modificar nuestras fórmulas así:

El volumen de aire varía con el cuadrado (no con el cubo) del

tamaño.

La presión estática varía con el cuadrado del tamaño.

Tabla 5.5: conversión de funcionamiento a una rueda reducida a la misma

velocidad.

Diametro rueda ext. 18-in cfm 3490 2880 1850 950 0

Ancho cuchilla 2 1/2-in SP 0 10 20 24 21.2

3500 rpm bhp 13.4 12.5 8.5 4.7 0.9

Diametro rueda ext. 17-in cf, 3113 2569 1650 8.47 0

Ancho cuchilla 2 1/2-in SP 0 8.92 17.84 21.41 18.91

3500 rpm bhp 10.66 9.95 6.76 3.74 0.72

El HP del freno varía con la 4º potencia (no la 5º) del tamaño.

La eficiencia es constante.

El nivel de ruido será ligeramente disminuido 50 veces el log 10 de la relación del tamaño.

Estas fórmulas no están basadas en la teoría, como las otras leyes de los ventiladores, por lo tanto pueden no ser acertadas en un

100%, aunque son suficientemente aproximadas para propósitos

prácticos, y pueden ayudar a resolver un problema que es a menudo encontrado. La tabla 5.5 nos muestra la información que

obtuvimos con las siguientes fórmulas:

Esto está bien para la rueda del ventilador. Y que hay con el

alojamiento de la hélice? Si es fabricada ( y no fundida). Podemos

disminuir las dimensiones de la hélice en proporción geométrica, aunque debemos conservar las dimensiones del alojamiento para

lograr acomodar la nueva rueda del ventilador. Además, las

reducciones en las dimensiones de la hélice son pequeñas,

entonces podremos usar el mismo alojamiento. Es la solución más

simple, y será lo suficientemente aproximada para ser aceptable.

CAPITULO VI

RESISTENCIA DEL SISTEMA

SISTEMA DE FLUJO DE AIRE

En la figura 4.38 mostramos una curva típica de presión estática versus

una curva de volumen de aire para un ventilador de aspa axial. Esto mostró las diferentes presiones estáticas que un ventilador específico

producirá cuando se le apliquen ciertos volúmenes de aire. Esta curva será entonces característica para este ventilador específico. Puede ser

llamada la característica del ventilador.

Un sistema de flujo de aire consiste de uno ovarios ventiladores y de varios elementos a través de los cuales el flujo de aire puede pasar.

Estos pueden ser ductos, codos, transiciones de expansión o convergencia, espirales de enfriamiento o calentamiento, pantallas y

guardas, amortiguadores respiraderos e interruptores, boquillas, bolsas y otros filtros o piscinas de burbujas. Cada componente ofrecerá alguna

resistencia al flujo, y el ventilador tiene que desarrollar presión estática

suficiente para conllevar estas resistencias. El total de estas resistencias se llama la resistencia del sistema o la presión de resistencia. La presión

estática producida por el ventilador debe ser igual a la presión de resistencia.

Un sistema de flujo de aire también tendrá una curva característica de

una presión de resistencia Vs el volumen de aire. Ella mostrará las diferentes presiones estáticas que se requerirán para forzar ciertos

volúmenes de aire a través de este sistema específico. Esta curva se llama la característica del sistema.

Si ploteamos la característica del ventilador y la característica del

sistema en la misma hoja de gráfica, usualmente habrá un punto de intersección de las dos curvas. Este punto de intersección será el único

punto que satisfacerá ambas características. Por lo tanto será el punto

de operación.

FLUJO DEL AIRE A TRAVES DE UNA ALBERCA DE LIQUIDO ESTACIONARIO

Normalmente la resistencia del sistema (presión estática necesitada) se incrementará con la velocidad y por lo tanto con el volumen del aire

pasando a través del sistema.

Una excepción es una alberca de líquido estacionario a través del cual el

aire o gas es forzado a hacer burbujas, como en la aeración de aguas residuales o en la fundición del acero. En este caso, la resistencia del

sistema será constante, sin reparar en el volumen, debido a que es simplemente la presión hidrostática presentada por el líquido. Esta

presión hidrostática será proporcional a la presión de la alberca y a la gravedad específica del líquido (entonces será muy alta para el caso del

acero fundido). De todas formas, la presión hidrostática obviamente no dependerá en el volumen de aire forzado a través del líquido. (El

volumen de aire dependerá solamente en la cantidad de aire dispuesta por el ventilador) el aire no puede convertirse en burbuja si la presión

máxima producida por el ventilador es más pequeña que su presión hidrostática. Esto es mostrado en la figura 6.1. Nótese que la

característica del sistema es una línea horizontal recta. Como sea, si la

presión producida por el ventilador es adecuada, las burbujas fluirán. De aquí en adelante no se necesitará presión extra (solamente más

capacidad del ventilador) para forzar a una mayor cantidad de aire a pasar a través del líquido. La figura 6.2 muestra la característica del

ventilador y la característica del sistema para cada caso.

FIG. 6.1: Característica del ventilador y característica del sistema para una burbuja de alberca sin punto de intersección. Ninguna burbuja

pueda pasar a través del líquido.

FIG. 6.2: Característica del ventilador y característica del sistema para una alberca de burbuja con punto de intersección. Las burbujas de gas

pasarán a través del líquido.

La característica del sistema es nuevamente una línea horizontal recta,

indicando que la presión estática necesitada para forzar las burbuja a pasar a través del líquido es constante, sin tener en cuenta la velocidad

del aire, de cero cfm al punto de operación y más allá. La fórmula para esta característica del sistema es:

SP=K(cfm)exp 0=K

La constante K determina la altura horizontal sobre el volumen de aire.

A parte de este caso excepcional, la presión estática necesitada para soplar o sacar aire a través de un sistema de flujo de aire no es

constante, se incrementa con el volumen de aire o con la velocidad, con pié cúbica por minuto (cfm). Ahora la pregunta es: qué tan rápido se

aumentará? La respuesta es: depende de la velocidad del aire y del tipo de flujo de aire resultante (laminar o turbulento).

FLUJO DE AIRE A TRAVES DE BOLSAS DE FILTRO

El área total de las bolsas de filtro en un alojamiento de bolsas es construido grande para mantener baja la resistencia al flujo, aún cuando

las bolsas empiezan a ser llenadas con polvo. Como resultado del área grande, la velocidad del aire pasando a través del tejido será muy baja,

de 3 a 4 ft/min (cfm), y el correspondiente número de Reynolds Re será pequeño. Para aire estándar podemos calcular el Re con la ecuación 1.6,

así: Re= 6375 VR = 6375*(3/60)*1 = 319

Esto está muy lejos del valor 2000 donde el flujo turbulento puede empezar. Esto significa que el flujo a través de las bolsas es laminar. La

característica del sistema para flujo laminar puede ser calculada de:

SP = K(cfm)

Esto es una línea derecha e inclinada que pasa por el origen, como se muestra en la figura 6.3. La constante K determina la inclinación de la

línea K = tan a

A medida que las bolsas se van llenando por el polvo, la eficiencia del

filtro mejora y la resistencia del sistema y el ángulo de inclinación a aumentará, pero aún será en línea recta.

FIG. 6.3: Característica del ventilador y característica del sistema para

flujo laminar, como el aire pasando a través de las bolsas de filtro.

FLUJO DE AIRE A TRAVES DE UN DEPOSITO DE GRANO

Varios granos como el maíz, la soya, la cebada y el trigo deben ser

secados después de la cosecha para prevenir el estropeamiento del grano. Para este propósito son almacenados en depósitos cilíndricos

para granos que pueden ser de 15 a 80 ft de altura. Los ventiladores de aspa axial o de fuerza centrífuga son usados para forzar el aire caliente

a través del depósito.

La presión estática necesaria para sobrellevar la resistencia del sistema

depende de la altura del deposito y del tipo de grano. Puede ser de 3 a 20 WC. Para presiones menores se pueden usar ventiladores de aspa

axial, pero para presiones altas se necesitan ventiladores de fuerza centrífuga. No obstante, cualquiera que sea la presión estática, la

velocidad del aire que pasa a través del grano es de aproximadamente 20 fpm, aproximadamente 6 veces más grande que el de 3 a 4 fpm a

través de las bolsas de filtro.

El correspondiente número de Reynolds será 2100 el principio de un leve flujo turbulento, y la fórmula para la característica del sistema será:

SP = K(cfm) exp 1.5

Esta es una curva que pasa por el origen, como se muestra en la figura 6.4 la constante K determina la inclinación de la curva. Para depósitos

más altos y para compactación granular mayor (como el trigo), la curva se vuelve más inclinada.

FIG 6.4: Característica del sistema y del ventilador para flujo

ligeramente turbulento, como el aire pasando a través de depósitos de granos.

FLUJO A TRAVES DE SISTEMAS DE VENTILACION

Un sistema de ventilación convencional, como el que se usa en edificios,

tanto las velocidades de aire como el número de Reynolds son considerablemente mayores que en los alojamientos de bolsas o en los

depósitos de granos. (Solo en la sección del filtro son todavía bajos). Chequeemos esta afirmación: en nuestro ejemplo en la página 4.56 en

el capitulo 4, discutimos un ventilador de aspa axial de 27 in que daba 11,500 cfm contra una presión estática de 2,5 in WC. Nuestro ducto de

27 ¼ in I.D. tiene un área de 4.050 ft exp 2, además nuestra velocidad de aire será V = 11500/4,050 = 2840 fpm = 47,3 fps, y la presión de

velocidad será: VP = (2840/4005)exp2 = 0.503 WC. Asumamos que nuestro sistema consistirá de 27 ¼ in I.D. más algunos otros equipos,

resultando en una resistencia total de presión de 2.5 en WC. Nuestro

número Reynolds será:

Re = 6375 VR = 6375*47,3*(27,25/24) = 342,400 Desde que este número Reynolds sea muy por encima de 2000, este

será definitivamente un turbulento flujo de aire, como es normal en sistemas ventilados. La fórmula para la característica del sistema será:

SP = K (cfm)exp2

Esta es una parábola a través del origen, como se muestra en la figura 6.5. Sin un punto de la característica del sistema es conocido, los demás

puntos podrán ser calculados, y la parábola podrá ser ploteada.

FIG 6.5: Características del ventilador y característica del sistema para flujo de aire turbulento prevaleciendo en sistemas de ventilación.

Puede ser interesante notar que en la página 1.5 en el capitulo 1, mostramos en la ecuación 1,4 que la pérdida de fricción f en un ducto es

proporcional a (cfm)exp 2. Ahora nuestra ecuación 6.4 indica la misma cosa para sistemas ventilados.

La tabla 6.1 resume nuestros resultados para cuatro sistemas de flujo

de aire.

TABLA 6.1: Comparación de condiciones del flujo para 4 sistemas de

flujo.

Tipo de sistema Tipo de flujo de aire Velocidad aire (fpm) # de Reynolds Fórmula carac. Del sistema

Alberca de burbujas SP = K(cfm)exp 0

Bolsas de filtro laminar 3 320 SP = K(cfm)

Depósitos de granos algo turbulento 20 2,100 SP = K(cfm)exp 1.5

Sistema de ventilación turbulento 2840 324,000 SP = K(cfm)exp 2

COMPARACION DE LAS CURVAS CARACTERISTICAS Y DE CAMBIO DE VELOCIDAD

Retomando nuestro ventilador de aspa axial de 27 in trabajando a 1750 rpm y entregando 11,500 cfm contra una presión de resistencia 2.5 in

WC, el funcionamiento de este ventilador fue mostrado en la figura 4.57 y nuevamente en la figura 5.1. A 1750 rpm, este ventilador consumió

un máximo de 7.7 bhp con el rango de operación.

Supongamos que queremos aumentar el volumen de aire que pasa a través de nuestro sistema en un 50% de 11,500 a 17,250 cfm, como se

muestra en la figura 5.1. Nuestra relación de volumen de aire será 17,250/11,500 = 1.5

Cuanta presión estática requerirá el sistema para que 17,250 cfm pase a

través de él? De acuerdo con la ecuación 6.4 para la característica del

sistema parabólico, la presión estática aumentará con el cuadrado de esta relación: 1.5²*2.5 = 5.63 in WC. Esta será la presión estática

requerida para introducir 17,250 cfm a través del sistema.

Aquí notamos algo interesante: las curvas de la característica del sistema parabólico son idénticas a las curvas parabólicas que indican

como los puntos de operación se mueven cuando la velocidad del ventilador cambia. Cuando ploteamos las curvas parabólicas en la figura

5.1 fue estrictamente para ilustrar las leyes del ventilador para la variación de la velocidad. El concepto de características del sistema

(cómo la presión de resistencia de un sistema cambia con la variación del volumen del aire) no fue discutido. Ahora, al discutir sobre las

características del sistema en sistemas de ventilación, encontramos que

las curvas parabólicas en la figura 5.1 también representan características del sistema. En consecuencia si consideramos una

combinación de sistemas de ventiladores, el punto de operación (intersección) permanecerá en la misma posición relativa de la curva de

presión (puntos correspondientes) si la velocidad del ventilador debe ser

cambiada. Esto no es una regla general, puede ser diferente y de hecho es diferente para velocidades de aire bajas, como en depósitos de

granos y bolsas de filtro. No obstante, en el rango de velocidades mayores usadas en sistemas de ventilación, las características del

sistema son parabólicas, y estamos agradecidos por esto porque simplifica nuestros cálculos en la operación de ventiladores. Que gentil

gesto de la naturaleza!

Por otro lado, debido a que las características del sistema siempre conectarán puntos correspondientes en las curvas de funcionamiento del

ventilador, no podemos cambiar el funcionamiento a un punto en una locación relativa diferente en la curva de presión cambiando la

velocidad.

Supongamos que la resistencia del sistema fue subestimada, lo que

resultó en un ventilador de aspa axial instalado en un sistema, operando en el rango de pérdidas, lo que es, por supuesto, altamente indeseado

(volumen de aire inadecuado, eficiencia baja, operación ruidosa). El cliente sugiere: aumentemos la velocidad, aún si se necesita un motor

más grande. Esto no será una buena solución. Con mayor velocidad el volumen de aire se aumentará, por supuesto, pero el ventilador seguirá

operando en el rango de pérdidas con baja eficiencia y alto nivel de ruido.

CAMBIANDO EL PUNTO DE OPERACION FUERA DEL RANGO DE PERDIDAS

Las características del sistema son herramientas muy útiles. La habilidad

para manipularlas puede ser de gran valor para seleccionar el ventilador adecuado para un sistema. La figura 6.6 ilustra este punto. Ella muestra

la comparación entre 3 curvas de ventilador y 2 curvas del sistema. Las dos líneas continuas son las mismas que las de la figura 4.42. Muestran

el funcionamiento de dos ventiladores de aspa axial de 29 in a 1750 rpm

con motores de 7 ½ hp y 52 y 68 porciento de la razón eje-extremo (hub-tip). Las líneas de discontinuidad largas muestran una

característica parabólica del sistema que intercepta la curva del ventilador de 52% en el rango de pérdida, pero la curva del ventilador

de 68% está en el rango de buena operación. Esto muestra el caso

donde un diámetro aumentado en el eje (hub) nos resolverá el problema. Las líneas de discontinuidad corta muestran una característica

del sistema parabólico más inclinada que intercepta incluso la curva de 68% en el rango de pérdidas. Un ventilador de flujo mixto, como se

muestra en la línea punteada, resolverá el problema. Este producirá mucho menos volumen de aire en el rango de baja presión, pero

sobrepasará los dos ventiladores en el rango de alta presión, a pesar de que requiere un motor de 5 hp envés de uno de 7 ½ hp. Todo esto

debido a las siguientes características del ventilador de flujo mixto:

1. tiene mayor capacidad de presión que los ventiladores de aspa axial. 2. Trabaja a 3500 rpm envés de 1750 rpm.

3. En la característica del sistema más inclinada, el ventilador de flujo mixto opera en el rango de eficiencia, mientras que los dos

ventiladores de aspa axial operan en sus rangos ineficientes de

pérdidas.

Nótese que los 3 ventiladores tienen aproximadamente las mismas velocidades en el extremo (tip).

FIG. 6.6: Comparación de las curvas de presión estática para los 3

ventiladores: un ventilador de aspa axial de 29 in con una razón eje-extremo (hub-tip) de 52%, 1750 rpm, motor de 7 ½ hp, un ventilador

de aspa axial de 29 in con una razón eje-extremo (hub-tip) de 68%, 1750 rpm y motor de 7 ½ hp, y un ventilador de flujo mixto de 15 in,

3500 rpm y motor de 5 hp.

PERIDAS DE PRESION EN SISTEMAS DE VENTILACION

Como fue mencionado antes, un ventilador tiene que producir la

suficiente presión estática para sobrellevar la fricción de varios de los componentes del sistema de ventilación.

La ecuación 1.4 mostró que la pérdida por fricción f en un ducto recto y circular con diámetro constante D y sus paredes suaves se puede

calcular así: F = 0.0195 L/D VP

Esta pérdida por fricción en un ducto, por lo tanto, es proporcional a la presión de velocidad VP. Esto es cierto no solo para la fricción del ducto

sino también para la pérdida de fricción en otros componentes (excepto los filtros) en un sistema de ventilación. La pérdida por fricción en todos

estos componentes es proporcional a la presión de velocidad:

F = K*VP

Solamente el factor K cambia, dependiendo del tipo de equipo.

Por ejemplo, para codos, K está usualmente entre 0.3 y 0.4, dependiendo del ángulo y de la agudeza del giro, y en la sección

transversal del codo (circular, cuadrada, rectangular). En otras palabras, las pérdidas por codos es aproximadamente un tercio de la presión de

velocidad.

Del mismo modo, las pérdidas por fricción en pantallas, transiciones,

roscas, amortiguadores y demás aditamentos, son proporcionales a la presión de velocidad. Solo el factor K variará. Más tarde discutiremos

esto con más detalle.

Otra pérdida para considerar es en la salida del sistema donde una presión de velocidad se pierde, cualquiera que sea la presión en ese

punto. Esto también tiene que ser incluido en la presión estática requerida del ventilador. Debemos intentar por ende, hacer el área de

salida no muy pequeña para que la presión de velocidad y la pérdida resultante no sea muy grande. Esto puede ser logrado con una salida

que se expanda gradualmente, siempre que sea posible.

COMO LA PRESION ESTATICA VARIA A LO LARGO DEL

SISTEMA DE VENTILACION

Supongamos que nuestro sistema de ventilación consiste simplemente

en un ventilador soplando un ducto circular, cuyo diámetro bes constante y contiene algunos aditamentos adicionales como pantallas,

amortiguadores, etc. La figura 6.7 nos muestra como la presión estática varía cuando nos movemos a lo largo del sistema de ventilación,


1. la presión estática ambiente cerca de la entrada del ventilador es

cero. 2. El ventilador aumenta la presión estática a un valor máximo positivo.

3. La fricción del ducto reduce la presión estática en una razón baja. 4. La resistencia de ciertos aditamentos reduce la presión estática en

una razón más inclinada. 5. La baja razón, debido a la fricción del ducto es recuperada.

6. La presión de velocidad en la salida es una pérdida, como ya se mencionó. Esto reduce la presión estática remanente en la salida del

sistema a presión estática de ambiente igual a cero.

La figura 6.8 muestra como la presión estática varía a lo largo del sistema si el ventilador está sacando del sistema envés de estar

soplando en él. Notamos lo siguiente:

1. la presión estática ambiente cerca de la entrada es nuevamente cero.

2. A medida que la velocidad del aire se aumenta de cero a cierto valor en el ducto, la presión estática decrece a un valor negativo iguala la

presión de velocidad en el ducto más la pérdida por turbulencia. El decrecimiento sería menor si el ducto estuviera equipado con una

entrada (Venturi). 3. La fricción en el ducto reduce la presión estática a un bajo nivel, a un

valor más negativo. 4. La resistencia de ciertos aditamentos reduce la presión estática a un

nivel de mayor inclinación y a un valor aún más negativo. FIG 6.8: variación en la presión estática a lo largo del sistema de

ventilación con un ventilador que extrae del sistema. Todas las presiones estáticas son negativas, excepto la pérdida de presión de

velocidad al final del sistema.

5. la razón lenta, debido a la fricción del ducto, es retomada y reduce la

presión estática a un valor todavía más negativo.

6. el ventilador levanta la presión estática desde su valor más negativo

hasta un valor ligeramente positivo. 7. La presión de velocidad en la salida del sistema es una pérdida que

reduce la presión estática en la salida a cero presión estática ambiental. La figura 6.9 nos muestra como la presión estática variará

a lo largo del sistema si el ventilador está localizado en algún lugar

del medio. Las presiones estáticas son negativas en la succión y positivas en la sección de soplado.

8. La resistencia de ciertos aditamentos reduce la presión estática en una razón más inclinada.

9. La baja razón, debido a la fricción del ducto, es reasumida. 10. La presión de velocidad en la salida es una pérdida que reduce la

presión estática remanente en la salida del sistema a cero presión estática ambiental nuevamente.

Hasta el momento hemos asumido el diámetro del ducto constante.

Consideremos ahora la variación de presión debido a una transición cónica convergente, como se aprecia en la figura 6.10, con el ventilador

soplando dentro del sistema. Notamos lo siguiente:

1. La presión estática ambiente cerca de la entrada es cero0.

2. El ventilador eleva la presión estática a un máximo valor positivo. 3. La fricción en el ducto reduce la presión estática a un bajo nivel.

4. La transición cónica convergente reduce la presión estática a un nivel excesivo, no solamente debido a la fricción en las paredes de

transición ya que principalmente el incremento en la presión de la velocidad (energía cinética) debe ser obtenida a expensas de la

presión estática (energía potencial). 5. A algún bajo nivel de reducción de la presión estática, debido a la

fricción del ducto, es reanudada, pero no tan bajo como en el ítem 3, debido a que un diámetro de ducto más pequeño resulta en una

pérdida de fricción. 6. La presión de velocidad tiene una pérdida considerable en este caso,

debido a la reducción del diámetro del ducto. Esta pérdida reduce la presión estática en la salida volviendo la presión estática ambiente a

cero.

FIG 6.10: Variación de la presión estática a lo largo de un sistema

ventilado conteniendo una transición cónica convergente, estando el

ventilador, estando el ventilador soplando dentro del sistema. Todas las

presiones estáticas son positivas.

FIG 6.11: Variación de la presión estática a lo largo de un sistema ventilado conteniendo una transición cónica convergente, con el

ventilador sacando aire del sistema. Todas las presiones estáticas son

negativas, excepto la pérdida de presión de velocidad al final del sistema. Todas las presiones estáticas son negativas, excepto la pérdida

de presión de velocidad al final del sistema, lo cual es considerable debido a un diámetro de salida más pequeño.

1. la presión estática ambiente cerca de las entradas es cero

nuevamente. 2. Como la velocidad del aire crece de cero a la velocidad del ducto, la

presión estática decrece hacia un valor negativo, como se muestra en la figura 6.8.

3. La fricción del ducto reduce la presión estática a un bajo nivel para un valor más negativo.

4. La transición convergente cónica redice la presión estática de un nivel excesivo a un valor más negativo, debido, principalmente, a

que el incremento en la presión de velocidad debe ser llevada a cabo

a la expensa de la presión estática y además algo debido a la fricción de las paredes de transición.

5. A algún bajo nivel de reducción de la presión estática, debido a la fricción del ducto, es reanudado, pero no tan bajo como en el punto

3, debido a que el ducto más pequeño resulta en una incrementada pérdida de fricción.

6. El ventilador eleva la presión estática de su máximo valor negativo a una presión estática positiva.

7. La presión de velocidad en la salida es una pérdida que es considerable debido a un diámetro de ducto más pequeño. Esta

pérdida reduce la presión estática en la salida de regreso a el valor cero de presión estática ambiente.

Ahora consideremos la variación de presión estática debido a una

transición cónica divergente, como se muestra en la figura 6.12, con el

ventilador soplando dentro del sistema. Notamos lo siguiente:

FIG 6.12: Variación en la presión estática a lo largo de un sistema

ventilado conteniendo una transición cónica divergente, con el ventilador soplando dentro del sistema. Todas las presiones estáticas son positivas.

1. la presión estática ambiente cerca de la entrada es cero.

2. El ventilador eleva la presión estática a un valor positivo,

posiblemente el máximo. 3. La fricción del ducto reduce la presión estática a un nivel rápido

equitativo para el diámetro del ducto pequeño. 4. La transición cónica divergente tiene dos efectos opuestos: reduce un

poco la presión estática debido a la fricción en la pared, pero incrementa la presión estática ganando estáticamente, tal como se

discutió en el capitulo 1, y esto pesa más que la pequeña pérdida de fricción. Mientras el aire fluye normalmente de una alta presión

estática a una baja presión estática, un cono gradualmente divergente es una excepción: en este caso el aire fluye de una baja

presión a una alta presión estática. Sin embargo la regla general es que el aire fluirá desde puntos de presión total alta a puntos de

presión total baja sin excepción. 5. La fricción del ducto reduce la presión estática a un nivel bajo.

6. La presión de velocidad a la salida es una pérdida. Esta reduce la

presión estática que queda en la salida del sistema al cero en presión estática ambiente, nuevamente.

La figura 6.13 muestra como la presión estática varía a lo largo del

sistema que contiene una transición cónica divergente, con el ventilador como exhosto del sistema. Notamos lo siguiente:

1. la presión estática ambiente cerca de la entrada del sistema es cero.

2. Al incrementarse la velocidad del sistema de cero a velocidad de ducto, la presión estática decrece a un valor negativo, como se

muestra en la figura 6.8. Debido a un ducto más pequeño, este valor negativo es considerable.

3. La fricción del ducto reduce la presión estática a un nivel rápido justo, debido a un diámetro de ducto más pequeño, a un valor más

negativo.

FIG 6.13: Variación de la presión estática a lo largo de un sistema

ventilado conteniendo una transición cónica divergente, con el ventilador

como exhosto del sistema. Todas las presiones estáticas son negativas,

excepto la pérdida de presión de velocidad a la salida del final del sistema.

4. La transición cónica divergente tendrá de nuevo dos efectos

opuestos, como se discutió en el punto 4 de la figura 6.12, con la

ganancia estática a pesar de la pequeña pérdida de fricción. La presión estática negativa, por lo tanto, se convertirá un poco menos

negativa. 5. Un bajo nivel de reducción de presión estática en el ducto hará a la

presión estática un poco más negativa. 6. El ventilador alcanza la presión estática desde su valor negativo

(puede o no ser un máximo) hasta un pequeño valor positivo de presión estática.

7. La presión de velocidad en la salida es una pérdida. Esta reduce la presión estática en la salida nuevamente a presión estática ambiente

cero.

CAPITULO VII

VENTILADORES CENTRIFUGOS

PATRON DE FLUJO

La figura 3.17 mostró una rueda típica de ventilador centrífugo con

aspas inclinadas hacia atrás. La figura 3.18 mostró la misma rueda en un alojamiento de rollo. El flujo entra a la unidad axialmente, como en

el ventilador de flujo axial, pero luego se esparce hacia afuera en un patrón en forma de embudo, girando 90º en varias direcciones externas

radiales antes de encontrar las cuchillas. Estas cuchillas deflectan estos chorros de aire individuales a un patrón espiral hacia una dirección casi

circunferencial. Todos estos chorros de aire son finalmente recolectados por el alojamiento de rollo y reunificados en un solo chorro que desaloja

la unidad con un ángulo recto con respecto al eje.

PRINCIPIO DE OPERACION

Como fue discutido previamente, el principio de operación de los

ventiladores de flujo axial es simplemente deflección del flujo por las aspas de una dirección axial a un modelo de flujo espiral o helicoidal.

En los ventiladores centrífugos, el principio de operación es una

combinación de dos efectos: fuerza centrífuga (por esto se llaman ventiladores centrífugos) y nuevamente la deflección del flujo por las

aspas. Pero aquí la deflección es desde una dirección externa radial

hacia un modelo de flujo espiral, como se puede ver en las figuras 3.17 y 3.18. A medida que la rueda del ventilador rota, el aire localizado

entre las aspas y que rota con ellas, está sujeto a fuerzas centrífugas, y es la causa principal para el flujo hacia afuera del aire. la deflección

externa simple del aire por las aspas es un factor influyente, pero en un grado menor en la mayoría de los ventiladores centrífugos. Solo en el

caso de aspas curvas hacia adelante, la deflección del aire tiene una

fuerte influencia en el patrón de flujo y en el funcionamiento. En otro tipo de ventiladores centrífugos, la fuerza centrífuga es el efecto

predominante. Esto resulta en las dos siguientes diferencias entre el funcionamiento de los ventiladores de flujo axial y los centrífugos:

1. los centrífugos producen normalmente más presión estática que los de flujo axial con el mismo diámetro de rueda y la misma velocidad

debido a la fuerza centrífuga adicional, que no se encuentra en los de flujo axial.

2. Debido a que en los centrífugos el ala se levanta (por llamarlo de algún modo) contribuye solo en una pequeña porción de la presión

producida (mientras que la mayoría de esta es producida por la acción centrífuga) el mejoramiento producido por las cuchillas o

aspas de ala no es producido como en los ventiladores centrífugos, como si lo es en los ventiladores de flujo axial.

Qué queremos decir con “por llamarlo de algún modo”?. Repetimos un

pasaje del capitulo dos: En una rueda de ventilador centrífugo con cuchillas de ala curvadas hacia atrás, el lado convexo del ala es el lado

de la presión.

Esto es anormal para un ala, a pesar que el contorno del ala es

superpuesto en una línea espiral. Este tipo de cuchilla puede tener la apariencia de un ala, pero realmente no tiene la función de una de

estas, ya que no hay fuerza para levantar en el sentido convencional. Es simplemente una cuchilla doblada hacia atrás con un borde delantero

brusco, lo cual ayuda a ensanchar el rango de buena eficiencia además mejora la fuerza estructural de la cuchilla.

PREPARATIVOS DE MANEJO

Un ventilador centrífugo, como el que se muestra en la figura 3.18

consiste en una rueda de ventilador y un alojamiento de rollo más

alguna clase de accesorios como el cono de entrada, el aislante y varias ayudas para el alojamiento y para el arreglo de manejo (motor, poleas,

metal anti-fricción, soportes y eje). La mayoría de ventiladores

centrífugos usan correo de manejo debido a que tienen las tres ventajas

siguientes:

1. Tanto un motor de 1750 rpm o uno de 3450 rpm pueden ser usados, y así se evitan los caros motores de bajas velocidades.

2. La velocidad exacta del ventilador requerida para el volumen de aire

y la presión estática puede ser obtenida. 3. La velocidad todavía puede ser ajustada en le campo, si así se desea,

tan solo cambiando el radio de la polea.

De otro lado, el manejo directo es preferible siempre que sea posible, especialmente en tamaños pequeños, esto debido a que tiene las

siguientes tres ventajas:

1. Esto reduce los costos iniciales ya que un motor de 1750 rpm puede ser usado; los soportes extras, las poleas, el metal anti-fricción y los

ejes son evitados. 2. Evita del 5 al 10 porciento de pérdida en potencia del freno,

consumido por el manejo de la correa. 3. Las correas nuevas usualmente se estiran de un 10 a un 15 por

ciento en operación, requiriéndose así ajuste de correas. El manejo

directo evita este mantenimiento.

TIPOS DE ASPAS

De acuerdo con las formas de sus aspas, los ventiladores centrífugos pueden ser subdivididos dentro de las siguientes seis categorías:

AF (ala); BC (curvado hacia atrás); BI (inclinado hacia atrás); RT (extremo radial); FC (curvado hacia adelante) y RB (aspa axial). La

figura 7.1 muestra estos seis tipos de aspas comúnmente usadas. Cada

una de ellas tiene sus ventajas y sus desventajas. Por consiguiente cada una de ellas está bien situada en ciertas aplicaciones. La figura 7.1

también muestra las eficiencias máximas aproximadas que usualmente pueden ser alcanzadas con estas aspas. Si embargo, muchos

ventiladores son construidos a bajo costo y tienen la eficiencia máxima por debajo de las mostradas, y ocasionalmente, como lo veremos, hasta

las eficiencias más altas son obtenidas con aspas BI y RT. Las más altas eficiencias pueden ser obtenidas con aspas de alas, las más bajas con

aspas radiales planas. Examinemos estas seis aspas y señalemos sus

características.

FIG. 7.1: Seis formas de aspas usadas comúnmente en ventiladores centrífugos. La eficiencia máxima alcanzable por cada uno de estos

ventiladores es mostrada. (de Beier, F.P., Fans, en “Handbook of Energy

Systems Enginieering”. Nueva York: Wiley, 1985, usado con permiso).

VENTILADORES CENTRIFUGOS DE ASPAS AF: Los ventiladores de alas son los ventiladores centrífugos de lujo. Estos

tienen las siguientes características:

1. Tienen la más alta eficiencia de todos los ventiladores centrífugos. 2. Tienen un relativamente bajo nivel de ruido.

3. Tienen una alta fuerza o resistencia estructuralmente hablando, por lo tanto pueden funcionar a altas velocidades y producir por encima

de 30 in WC de presión estática. 4. Tienen un rendimiento estable, sin oleadas o pulsaciones.

5. Son usados principalmente para aplicaciones de aire limpio y gas, además de ventilación en general. Son buenos para sistemas de

resistencia cambiante ya que las curvas de rendimiento no tienen rango de evasivas. Pueden operar en paralelo.

6. Los pasajes entre aspas adyacentes se expanden gradualmente

para una turbulencia mínima. 7. Las aspas son usualmente hechas como alas huecas de acero,

soldadas a la placa trasera y a la recubierta (Fig. 7.2). En los tamaños pequeños la rueda del ventilador completa es hecha

algunas veces de aluminio fundido (fig. 7.3).

La figura 7.4 muestra un diseño esquemático de una típica rueda de ventilador centrífugo de ala. Este muestra el patrón de flujo y los

símbolos para las dimensiones principales. Los mismos símbolos serán usados entre otros tipos de ventiladores centrífugos. En la figura 7.4


1. La rueda del ventilador tiene una placa trasera, una cubierta y las aspas de ala curvas hacia atrás.

2. Las dimensiones principales, como están mostradas, son el diámetro

exterior del aspa d2, el diámetro interior del aspa d1, longitud del aspa l, ancho del aspa b, y sus ángulos 1 y 2.

3. El borde principal del aspa es el borde sin filo de adentro. Tiene un ángulo 1, el cual es medido entre la tangente a la circunferencia del

círculo interno y una línea que bisecta el borde principal del aspa. 4. El borde de salida del aspa es el borde puntiagudo en la punta del

aspa. Tiene un ángulo 2, el cual es medido entre la tangente a la

circunferencia del círculo externo y una línea que bisecta el borde de salida del aspa.

5. La figura también muestra un cono de entrada girando que guía el flujo hacia la entrada de la rueda y ayuda a voltearlo radialmente

hacia afuera con una turbulencia mínima. 6. La cubierta mostrada en la figura 7.4 tiene una porción curva en la

entrada más una porción plana que se extiende hacia afuera. Algunas cubiertas tienen una porción curva además de una porción cóncava

(en vez de plana) que hace el ancho del aspa inconstante, pero esta se va angostando hacia el extremo, haciendo el área para el flujo de

aire constante. En otras palabras, el ancho del aspa varía desde b1, en el borde principal, hasta un b2 menor en el extremo del aspa de

tal manera que las áreas d1b1 = d2b2. Este solía ser el diseño

generalmente aceptado porque el área constante y el ángulo reducido

para conducir el flujo hacia afuera se pensaba como un método para

arrojar mejores eficiencias.

Este razonamiento, no obstante, no consideraba las pérdidas causadas por la expansión súbita en el extremo del aspa, desde el ancho del aspa

hasta el ancho mucho mayor en el alojamiento. Una porción plana de la cubierta externa terminó siendo tan o incluso un poco más eficiente

porque resultaba en menos aceleración de la velocidad absoluta del aire a medida que el chorro pasaba del borde principal al extremo del aspa,

y la expansión súbita en el extremo es menos severa, en conclusión. Como extrabonificación, el aspa de ala es más simple y económica en

producción si b1=b2.

FIG 7.2: vista angular de una rueda de ventilador centrífugo de 16 in (5 hp, 3450 rpm) con 8 aspas de ala huecas de acero soldado con placa

trasera plana y cubierta girada para aspas cónicas.

FIG 7.3: Vista angular de una rueda de ventilador centrífugo de 10 in (1

hp, 3450 rpm) de aluminio fundido con 10 aspas de ala.

FIG 7.4: Modelo esquemático de una rueda típica de ventilador centrífugo con 10 aspas de ala curvas hacia atrás que tienen el máximo

ancho b permisible. NOTA: d1 diámetro interno, d2 diámetro externo, b

ancho, l longitud, 1 ángulo en el borde principal, 2 ángulo en el

extremo del aspa, Vb1 velocidad del aspa (fpm) en el borde de ataque;

Vb2 velocidad del aspa (fpm) en el extremo; W1 velocidad relativa del aire (fpm) en el borde de ataque; W2 velocidad relativa del aire en el

extremo; V1, velocidad absoluta resultante en el borde de ataque; V2, velocidad absoluta resultante en el extremo.

Diagramas de velocidad:

La figura 7.4 también muestra los diagramas de velocidad en el borde de ataque y de salida. Mirando estos diagramas, podemos hacer algunas

observaciones y algunos cálculos y podemos derivar algunas dimensiones de los requerimientos de velocidad, volumen de aire y

presión estática:

1. La suma vectorial de la velocidad relativa del aire (W) y de la

velocidad del aspa Vb resulta de la velocidad absoluta del aire V. Esto es cierto tanto en el borde de ataque como en el borde de salida.

2. En el borde de ataque, existen las siguientes condiciones: a- el área cilíndrica A1 a través de la cual el flujo pasa es:

A1 = d1b/144 = 0.02182 d1b

Donde d1 y b están en pulgadas y A en pies cuadrados.

b- la velocidad del aspa Vb, en el borde de ataque puede ser calculada así:

Vb1 = d1rpm/12 = 0.2618d1 * rpm

Donde Vb1 está en pies por minuto (fpm)

c- La velocidad absoluta del aire V1 en el borde de ataque es

radialmente hacia afuera y por lo tanto perpendicular al área A1. Puede ser calculada así:

V1 = cfm/A1 = 45.8 cfm/d1b

Donde V1 es en pies por minuto (fpm).

d- el ángulo del aspa 1, en el borde de ataque puede ser calculado así:

tan 1 = V1/Vb1 = 175 cfm/d²1b*rpm

Normalmente está entre 10º y 30º.

e- La velocidad relativa del aire W en el borde de ataque es casi tangencial al borde de ataque del aspa.

3. A medida que nos movemos desde el borde de ataque hasta el

extremo del aspa, la velocidad de esta (Vb) aumenta, la velocidad relativa del aire (W) decrece un poco (debido a que el canal entre

aspas adyacentes se ensancha) y la velocidad absoluta del aire V (suma vectorial) aumenta.

4. En el extremo del aspa existen las siguientes condiciones:

a- el área cilíndrica A2 es:

A2 = d2b/144 = 0.02182d2b

b- la velocidad del aspa Vb2 en el extremo puede ser calculada así:

Vb2 = d2 * rpm/12 = 0.2618d2*rpm

Donde Vb2 está en fpm.

c- La velocidad absoluta del aire V2 en el extremo del aspa no es más

radialmente hacia afuera o perpendicular al área cilíndrica A2. Al momento de alcanzar el extremo, el chorro de aire se deflecta

considerablemente en la dirección de rotación del ventilador, hasta

un ángulo de 20º o 30º de la circunferencia.

d- La velocidad absoluta del aire V2 puede ser descompuesta en dos componentes: un componente radialmente hacia afuera V2r y un

componente circunferencial V2c. El componente radial puede ser calculado fácilmente así:

V2r = cfm/A2 = 45.8 cfm/d2b

La fórmula del componente circunferencial es:

V2c = K SP/rpm*d2

Similar a la ecuación correspondiente (eq. 4.6) para ventiladores de aspa axial, pero infortunadamente, k contiene dos factores de

corrección (para pérdidas hidráulicas y flujo de circulación). Esto solo puede ser estimado pero no calculado precisamente. La ecuación

anterior para V2c, por lo tanto, es solo de interés teórico, mientras que la ecuación 4.6 nos dio un valor exacto para el componente

circunferencial en ventiladores de aspa axial, la ecuación anterior para ventiladores centrífugos no nos dará un valor exacto para V2c,

el componente circunferencial para ventiladores centrífugos.

e- El ángulo del aspa 2 en el extremo, podría ser teóricamente

determinado por:

Tan 2 = V2r/(Vb2 – V2c)

Pero debido a que V2c no puede ser determinado exactamente, 2 no

puede ser determinado exactamente.

Como una indicación de la dirección general puede decirse que una

aumento de los ángulos 1 y 2 resulta en un aumento del volumen de

aire y la presión estática, pero en un decrecimiento de la eficiencia.

No obstante, si 1 y 2 son muy grandes, el paso entre aspas

adyacentes puede volverse tan ancho y corto que el flujo no será lo suficiente y la circulación será excesiva. En este caso, un aumento

simultaneo en el número de aspas deberá corresponderle un estrechamiento del canal del aspa.

Perdidas hidráulicas y flujo circulatorio:

Estos dos términos fueron mencionados antes como la razón de por qué

no podemos calcular acertadamente el componente circunferencial V2c

de la velocidad absoluta del aire V2 en el extremo del aspa. El lector, por lo tanto, merece una explicación de los significados de estos dos

términos. Las pérdidas hidráulicas son las pérdidas de presión debido a la fricción a medida que el aire pasa sobre diversas superficies. El flujo

circulatorio es un fenómeno peculiar que ocurre cuando el canal del aspa rota alrededor del eje de la rueda. Expliquemos esto con más detalle.

Las partículas de aire que ocupan el espacio entre las aspas no se

mantienen a la par con la rotación de las paredes del canal pero, debido a la inercia, se retrasan. Con relación al canal, ellos rotan lentamente en

la dirección opuesta. Este vórtice relativo, llamado flujo circulatorio, el cual impuesto en el flujo relativo principal, es comparativamente

pequeño, aunque lo suficientemente grande para reducir notablemente la presión producida por el ventilador. Cuál es el mecanismo de esta

pérdida de presión? El componente circunferencial V2c es responsable

de la presión producida. Debido a que el flujo circulatorio es un fenómeno indeseable que afecta negativamente el funcionamiento del

ventilador, un factor de corrección tiene que ser aplicado a la fórmula V2c para compensar la caída de presión debido al flujo circulatorio. Este

factor de corrección tiende a aumentar V2c y por ende el ángulo 2 de la

salida del aspa. La determinación de este factor de corrección es difícil.

La forma, el ancho, y el número de aspas lo afectará. Entre más pobre sea la guía del aire mientras pasa a través del canal, más fuerte será el

flujo circulatorio y más grande tendrá que ser el factor de corrección.

CONCLUSION: con base en lo anterior, el cálculo para el diseño de ventiladores centrífugos no es tan exacto como lo es el de ventiladores

de aspa axial. En otras palabras, si los requerimientos de velocidad, volumen de aire y presión estática están dados por un ventilador de

aspa axial, es completamente posible, sin necesidad de tener

experiencia, chequear las fórmulas previas, como se muestra en la página 4.63, para calcular las dimensiones principales y obtener una

muestra de prueba (el 1º prototipo) que será satisfactorio con respecto

a volumen de aire, presión estática, y eficiencia. Para ventiladores

centrífugos, en la otra mano, solo un diseñador con experiencia que tenga algunos datos empíricos para este tipo de ventilador en sus

archivos será capaz de cumplir los requerimientos de este primer prototipo.

Diámetro de la rueda d2 y diámetro interno del aspa d1 para un ventilador centrífugo de ala:

En el capítulo 4 señalamos que en el diseño de un ventilador de aspa axial para cierto grupo de requerimientos (velocidad, volumen de aire,

presión estática), podemos calcular el mínimo diámetro del eje (hub) dmin por la ecuación (4.1) y el diámetro mínimo de la rueda Dmin con

la ecuación (4.3).

La ecuación 4.1 indicó que el diámetro mínimo del eje (hub) es solo una función de la velocidad y la presión estática pero no del volumen de

aire, lo cual suena razonable. La ecuación 4.3 indica que el diámetro mínimo de la rueda es función de la velocidad, volumen de aire y

diámetro del eje 7hub), además de la presión estática. El diámetro mínimo de la rueda que se obtiene de la ecuación 4.3 nos dice si el

diámetro requerido por el cliente es aceptable.

Al diseñar un ventilador centrífugo de ala, el procedimiento es diferente.

Nuevamente, queremos calcular d2 y d1 de los requerimientos (velocidad, volumen de aire, presión estática). Para calcular el diámetro

interno del aspa d1, usamos la fórmula:

d1min = 10 (cfm/rpm) exp 1/3

Y notamos que el aspa d1 depende solo de la velocidad y del volumen del aire pero no de la presión estática. Esto suena razonable.

Obviamente, un volumen de aire mayor y velocidad menor resultan de un diámetro mayor.

La presión estática será producida luego de que un diámetro interno del

aspa haya sido pasado por aspas que empiezan en d1 y se extienden a d2.

Para calcular el diámetro de la rueda d2:

d2 min = 18,000/rpm (SP)exp1/2

Nótese que el diámetro externo del aspa depende solo de la velocidad y

la presión estática, pero no del volumen del aire. A primera vista, no obstante, esto suena incompleto. Obviamente una presión estática

grande y una velocidad menor resultarán en un diámetro externo más grande. Pero, que pasa con el volumen del aire? No tenderá este a

aumentar el diámetro externo también? La respuesta es que los ángulos de aspa 1 y 2 deberán cuidar el volumen del aire. Tenemos la

ecuación 7.4 para calcular 1, y contiene volumen de aire, como le

corresponde. La fórmula de 2 también contiene volumen de aire, pero

es inexacto, como se mostró en la página 7.7; lo cierto es que 2 tiene

una fuerte influencia tanto en el volumen del aire como en la presión

estática, como lo discutiremos en la sección de aspas curvas hacia adelante. Un 2 aumentado resultará en un considerable aumento en el

volumen del aire, pero a costa de la eficiencia. Por lo tanto, mientras que un mayor volumen de aire puede ser obtenido aumentando 2, a

veces es preferible mantener 2 más pequeño, para una mejor

eficiencia, y mejor aumentar el diámetro externo de la rueda más allá

del valor de d2 min de acuerdo con la ecuación 7.10.

Ancho de Aspa b: Anteriormente dijimos que el flujo entra a un ventilador centrífugo

axialmente y luego gira 90º en varias direcciones radialmente hacia afuera. Haciendo esto el flujo pasa primero a través del área circular As

de la entrada de la cubierta, y luego, después del giro de 90º, a través del área cilíndrica A1 en el diámetro interno del aspa, como puede verse

en la figura 7.4. Estas áreas pueden ser calculadas así:

As = (ds/24)²

Donde ds es el diámetro interno de la cubierta (en pulgadas) y As es la entrada a la cubierta circular con área en ft²

A1 = d1b/144

Donde d1 es el diámetro interior del aspa (en pulgadas), b es el ancho

del aspa en in, y A1 es el área cilíndrica en el diámetro interno del aspa (en ft²).

Examinemos las tres variables de estas dos fórmulas d1, ds y b. d1 fue calculada de la ecuación 7.9 como función de la velocidad y el volumen

del aire. Ya ha sido determinada. ds puede ser calculada así:

ds = 0.94 d1

La diferencia d1 = ds es pequeña, lo suficientemente grande para permitir para la porción curva de la cubierta. Por lo tanto ds ya ha sido

determinada. b es la única variable que está libre para escoger. Cómo podemos determinarla? Obviamente el valor de b afectará el volumen

del aire. A medida que el ancho aumenta, lo hará el volumen del aire, al menos hasta un punto. Cuando este punto es alcanzado, un eventual

aumento en b no resultará en un eventual aumento del volumen del aire ya que el diámetro interno constante del cono de entrada actuará como

tapón. Sencillamente no dejará pasar más aire. La pregunta es que tan

grande podemos hacerlo para un funcionamiento óptimo, i.e., para volumen máximo de aire sin afectar la eficiencia. La respuesta es: b

max debe ser tal que:

A1 = 2.1 As

Esta es una fórmula empírica. Es el resultado de la experimentación. Hace la tolerancia del ángulo del cono de entrada menor que el ángulo

interno de la cubierta ds. Si introducimos estas expresiones de las ecuaciones 7.1, 7.11, y 7.12 en la ecuación 7.13 obtenemos:

d1b/144 = 2.1 (0.94di/24) ² ó b = 0.46d1

En otras palabras, si A1 = 2.1 As de acuerdo con la ecuación 7.13, lo

que significa una desaceleración del 52% del flujo, haciendo un giro de 90º de axial hasta radialmente hacia afuera, entonces el ancho b será el

46% de d1, de acuerdo con la ecuación 7.15. Este es el ancho b máximo

permitido.

Un giro en ángulo recto con una desaceleración del 52% (o con cualquier desaceleración) es una proposición graciosa. El chorro tiende a

seguir su inercia y dispersarce a través del chorro del aspa. En otras palabras, envés de llenar en forma pareja el espacio entre la cubierta y

la placa trasera, el flujo se acumulará en la placa trasera y menos aire

fluirá cerca de la cubierta. Obviamente, tal condición tan desigual es indeseable, a pesar de que el patrón de flujo es mejorado por las curvas

suaves en la entrada de la cubierta y a la salida del cono de entrada, como se ve en la figura 7.4. Mientras que el ancho del aspa es el

máximo recomendado de acuerdo con la ecuación 7.15, se usan generalmente anchos menores, siempre y cuando los requerimientos

sean para menos volumen del aire con igual presión estática. Tal reducción del ancho del aspa, resulta en menos desaceleración o incluso

en alguna aceleración durante el giro de 90º de axial a radial y, por lo tanto, en un patrón de flujo más parejo. La aceleración ocurrirá cuando:

B <= 0.221 d1

i.e., cuando la rueda del ventilador tiene aspas estrechas (como

sopladores turbo con aspas planas, lo cual será discutido más adelante).

FIG 7.5: Volumen de aire (cfm) versus aspa de ancho b para un

ventilador centrífugo de ala.

La figura 7.5 muestra como el volumen de aire variará con el aspa de ancho b. Esto no es en proporción directa (lo cual sería una línea recta),

como es asumido algunas veces. Al incrementarse el ancho del aspa, el correspondiente incremento en el volumen de aire es (1) más pequeño

que en la proporción y (2) a sacrificio de las condiciones de flujo. La línea de la figura 7.5 es de alguna forma curvada por lo tanto a bmax

(cerca del punto de saturación) la curva es casi horizontal. En la región de flujo acelerado y aspas angostas, el chorro de aire eventualmente

cubrirá o llenará más espacio entre el plato trasero y la cubierta.

Resumiendo, se podría decir: las aspas angostas tienen la ventaja de ser

más compactas, i.e., ellas envían más volumen de aire por pulgada o ancho axial. Las aspas anchas tienen la ventaja de que el aire total

enviado es mayor. Las condiciones de flujo son más suaves con ruedas

angostas, pero el promedio de velocidad es más bajo en ruedas anchas.

Las eficiencias resultantes, por lo tanto, pueden ser comprobadas.

Numero de aspas: La decisión respecto al número de aspas está basada en un compromiso entre dos requerimientos conflictivos. De un lado, el canal entre las

aspas debe ser lo suficientemente angosto para una buena guía del chorro de aire. De otro lado, debe ser lo suficientemente ancho para que

así la resistencia para el flujo del aire no sea muy alta. Entre 8 y 12 aspas es una buena selección para la mayoría de diseños, pero

ocasionalmente, más de 16 aspas son necesitadas en diseños que tienen largos diámetros d1/d2 o grandes ángulos de entrada de aspas .

Ha sido sugerido que las aspas parciales pueden ser colocadas entre las

aspas principales, pero solo en la porción externa del espacio anular, de esta manera el ancho del canal será reducido donde este es más

grande. De todas formas, las pruebas en tales configuraciones han indicado que esto no incrementará el rendimiento. La razón es que las

aspas parciales resultan en el doble del número de filas de aspas, o cual, como se mencionó anteriormente, son un factor importante de la

turbulencia.

Longitud del aspa: El ángulo de aspa , en el extremo del filo ha sido calculado a partir de

la ecuación 7.4. El número de aspas ha sido determinado como un arreglo, como se explicó anteriormente. La longitud del aspa l, por lo

tanto, será encontrada por simple trazado de la forma del ala, como se muestra en las figuras de la 7.2 a la 7.4. El camino del borde del ala

debe ser escasamente traslapado o no traslapar en lo más mínimo con el filo principal o delantero del aspa adyacente.

Riego de hélice:

Como se mencionó antes, los varios chorros de aire que dejan el

extremo de las aspas son recolectados en el riego de hélice y son reunidos en un solo flujo de aire que dejan la unidad en el ángulo

indicado al eje. La velocidad de aire absoluta V2 en el extremo del ala (ver el diagrama de velocidad en la figura 7.4) es considerablemente

mayor que la velocidad del aire OV en la salida del riego. Al desacelerar

gradualmente el chorro de aire de V2 a OV, algunas de las diferencias en presión de velocidad son convertidas en presión estática, por

Bernoulli (ver páginas 1.10 y 1.11). Esto se cumple para cualquier tipo de aspa. El efecto es mayor para aspas curvadas hacia adelante, las

cuales tienen las mayores velocidades de aire V2 en el extremo del aspa.

La figura 7.6 muestra un bosquejo esquemático de un riego de rollo

para un ventilador centrífugo de 36 1/5 pulgadas, curvado hacia atrás ó de aspas inclinadas hacia atrás, para ventilación en general. Usted

notará lo siguiente:

1. La forma espiral está aproximada por tres secciones circulares. Sus radios son 71.2; 83.7 y 96.2 porciento del diámetro de la rueda.

2. Los centros de estas tres secciones circulares están localizados de las

líneas centrales por intervalos de 6 ¼ porciento del diámetro de la rueda.

3. Para el máximo ancho de aspa (el cual es de 0.46 d1), el ancho de riego es el 75 porciento del diámetro de la rueda, o 2.14 veces el

ancho del aspa (esta es la expansión repentina mencionada en la página 7.4). Si el ancho del aspa tuviera que ser reducido una cierta

cantidad, el ancho de riego será reducido la misma cantidad. 4. La altura de la salida de riego es 112 porciento del diámetro de la

rueda. 5. El tamaño del espiral se incrementa en una tasa uniforme. Algunos

manufacturadores se desvían de esta tasa uniforme y dejan que el espiral se incremente rápidamente en el principio y lentamente hacia

la salida.

FIG 7.6: bosquejo esquemático de un ensamble de riego de rollo típico

para un ventilador centrífugo con ala de 36 ½ pulgadas, curvado hacia atrás o con aspas inclinadas hacia atrás para ventilación en general

(escala 1/26).

6. A la salida del riego, usted notará un llamado “cortador”, el cual luce

como una continuación del espiral y el cual sobresale a la salida del riego. Dos tipos de cortadores están en uso. Estos se pueden

describir como:

a) Un diseño usa un “cortador” de una pieza, como se muestra en la

figura 7.7, trabajando a través de todo el camino del ancho de riego. Este continua la curvatura del rollo y es sujetado al rollo y a los dos

lados de riego. Este sobresale a la salida de riego en un 20 ó en un 30 porciento de la altura de la salida. La parte alta del cortador es el

punto más cercano a los extremos del aspa. Este deja un despeje del cortador de 5 a 10 porciento del diámetro de la rueda. El propósito

del cortador es minimizar la recirculación de la vía de circulación del aire (el cual, por supuesto, es una pérdida en volumen de aire y

eficiencia) sin producir ruido excesivo debido a el pequeño despeje del cortador. En otras palabras, el despeje del cortador del 5 al 10

porciento es un compromiso entre prevención de recirculación y operación silenciosa.

b) El otro diseño usa un cortador de dos piezas colocado solo en el lado

de la entrada del riego, opuesto al cono de entrada, donde la rueda del ventilador no está, como es mostrado en las figuras 7.6 y 7.8.

Una pieza del cortador es asegurada al rollo. La otra pieza se extiende sobre el cono de entrada y es asegurada a la entrada del

cono. Entonces la rueda del ventilador descarga dentro de la onda de salida riego, y el cortador previene totalmente la recirculación con el

lado del cono de entrada pero en la rueda. Para este cortador, un mejor término sería escudo de recirculación, particularmente para la

pieza que es asegurada en el cono de entrada. El escudo de recirculación sobresale sobre la salida del riego por un 30 a 35

porciento de la altura de salida.

Despeje de entrada: En las páginas 4.38 y 4.39 discutimos el despeje externo de

ventiladores de aspa axial, i.e., la brecha entre la rueda rotante del ventilador y la concha de riego estacionario. Presentamos los

rendimientos que hemos obtenido mediante una serie de pruebas en las

cuales el despeje extremo había sido variado desde muy pequeño a muy grande. Encontramos que el despeje externo más pequeño posible da

como resultado el mejor rendimiento en todos los casos (presión estática, eficiencia y nivel de ruido).

FIG 7.7: Vista angular de un riego de rollo mostrando el lado de manejo (eje, relaciones) y lado de salida con un “cortador” a través de todo el

ancho de riego (Cortesía de Chicago Blower Corporation, Glendale Heights, Ill).

FIG 7.8: Vista angular de un riego de rollo mostrando el lado de entrada

(cuello de entrada y cono de entrada) y lado de salida con escudo de recirculación opuesto solamente a el cono de entrada (cortesía de

General Resource Corporation, Hopbrins, Minn).

Para ventiladores centrífugos, hay un parámetro correspondiente. Este es la pequeña brecha entre la rueda rotante del ventilador y el cono de

entrada estacionario. Esto ocurre en el filo de entrada de la cubierta de la rueda, donde el cono de entrada traslapa la cubierta, como es

mostrado en la figura 7.4. Esto es llamado el despeje de entrada.

Nuevamente el despeje de entrada más pequeño posible da el mejor rendimiento. Para una rueda de 30 pulgadas de diámetro, el despeje de

entrada no debe ser mayor que 1/8 de pulgada. Algunas veces una configuración confusa es utilizada en lugar de un simple trasalaparse,

para mantener cualquier escape o fuga trasera el mínimo. De todas formas, esta configuración confusa requiere algunas superficies

maquinadas y por lo tanto es usada solo en tamaños pequeños. En tamaños grandes puede ser muy costoso.

Capas de entrada: Para instalaciones con ductos de entrada, la entrada de un ventilador centrífugo puede ser equipada con una caja de entrada, atornillada al

alojamiento de entrada, como lo muestra la figura 7.9. La caja de entrada tiene dos propósitos:

1. Si la configuración del sistema requiere un ducto de entrada que sea

perpendicular al eje del ventilador, la caja de entrada proveerá un codo estrecho y ahorrador de espacio que guíe el aire desde la

dirección del ducto de entrada hacia un giro de 90º a la entrada del alojamiento de la hélice.

2. Si el ventilador es ancho en dirección axial de tal forma que se

requiera una carga en el lado de la entrada, la caja de entrada mantendrá la carga de la entrada fuera del chorro de aire.

FIG 7.9: Ventilador centrífugo con una caja de entrada, permitiendo una

conexión a un ducto vertical de entrada.

La caja de entrada tiene sección transversal rectangular. Su ancho (paralelo al lado del alojamiento) usualmente es tres veces el diámetro

de la entrada del alojamiento. No obstante, la profundidad de la caja de entrada (en dirección axial) es muchas veces solo la mitad del diámetro

de la entrada del alojamiento. Esto es lo que hace la caja estrecha y ahorradora de espacio, pero resulta en pérdidas considerables en el

volumen de aire entregado (30% aproximadamente) y en la presión estática producida por el ventilador. Estas pérdidas pueden ser

producidas por los dos siguientes métodos:

1. Con un aumento de la profundidad axial además de una bujía en la

parte baja de la caja de entrada, como en la figura 7.9. 2. Al proveer una o dos aspas de vuelta en el interior de la caja de

entrada.

Una caja de entrada es usada en un ventilador con una sola entrada. Dos cajas en ventiladores de dos entradas.

Ventiladores centrífugos de doble entrada y doble ancho: los

ventiladores mostrados en las figuras: 7.2 – 7.4 y 7.6 – 7.9 son del tipo de una entrada y ancho. Si combinamos un ventilador que vaya en

sentido de las manecillas del reloj con otro con otro que lo haga en contra en una sola unidad, se obtiene un ventilador centrífugo de doble

ancho y entrada como se muestra en las figuras 7.10 – 7.12. Este

ventilador entrega aproximadamente 1.9 veces el volumen del aire Vs la misma presión estática mientras que consume aproximadamente dos

veces la potencia del frenado. Las aspas del ventilador 2 en 1 están

usualmente escalonadas para condiciones de flujo más parejas. Esta

construcción es una solución práctica y económica para muchas aplicaciones donde los requerimientos de volumen de aire serían de otra

forma muy grandes para el tamaño y velocidad de la unidad. En otras palabras, un alojamiento de la hélice más alto es evitado. Solo el ancho

total del alojamiento es aumentado.

FUNCIONAMIENTO DE LOS VENTILADORES CENTRÍFUGOS DE ALA

Como se mencionó previamente, los ventiladores centrífugos de

cualquier tipo son para presiones estáticas mayores que en los ventiladores de aspa axial. Esto significa que para el mismo diámetro de

la rueda y para la misma velocidad, los ventiladores centrífugos producen una presión estática máxima más alta. La figura 7.13 nos

muestra las curvas de funcionamiento para un típico ventilador centrífugo de ala de 27 pulgadas. Directamente manejado por un motor

de 5 hp y 1160 rpm. Usted notará lo siguiente:

1. La eficiencia máxima acá es del 88%, la cual es alta. Para tamaños mayores, la eficiencia máxima asequible puede ser un poco mayor.

El rango de operación óptimo está entre 50% y 75% del volumen de aire de entrega libre.

2. La eficiencia máxima ocurre al 85% de la presión estática máxima.

3. La presión estática máxima es 3.7 in WC. Si este ventilador fuera a funcionar a 1750 rpm en vez de 1160 rpm, la presión estática

máxima (de acuerdo con las reglas) sería (1750/1160)² * 3.7 = 8.4 inWC. Comparando esto con la presión estática máxima de 3.3 in WC

producida por el ventilador de aspa axial de 27 in a 1750 rpm, como se muestra en la figura 4.21, la presión estática máxima producida

por este ventilador centrífugo de ala es 2.3 veces , más alta. 4. La presión estática en el punto de no entrega es un poco menor que

la presión estática máxima pero no hay caída de presión como ocurre usualmente en las curvas de presión estática de ventiladores

centrífugos curvos hacia adelante o en unidades de aspa axial. No hay pulsación u oleaje. El funcionamiento es estable en todo el

rango. Esto hace de los ventiladores centrífugos de ala (y de los

curvos hacia atrás e inclinados hacia atrás) apropiados para sistemas

fluctuantes y para operar dos ventiladores en paralelo. 5. La potencia de frenado máxima ocurre en una presión estática de 2.8

in WC, solo un poco más por debajo del punto 3.2 in WC, donde ocurre la eficiencia máxima y lejos del punto de entrega libre. En

otras palabras, la curva de potencia de frenado no se puede

sobrecargar. A pesar de la localización del punto de operación en las curvas de funcionamiento, el motor nunca podrá sobrecargarse. Por

comparación, los ventiladores centrífugos curvos hacia adelante sobrecargan el motor en el punto de entrega libre. Los ventiladores

de aspa axial algunas veces sobrecargan el motor en punto de no entrega (cuando el extremo del aspa es más ancho que en el eje

(hub)). 6. El nivel mínimo de ruido ocurre en el punto de máxima eficiencia.

FIG 7.11: El alojamiento de la hélice con conos de entrada en su sitio

para un ventilador centrífugo de doble entrada y ancho. Un corte nos permite ver hacia adentro, mostrando los dos conos de entrada.

FIG 7.12: Ventilador centrífugo de doble entrada y ancho ensamblado

con conos de entrada, rueda de ventilador, eje y ligamentos en su lugar.

FIG 7.13: Funcionamiento de un típico ventilador centrífugo de ala,

diámetro de la rueda de 27 in, conducción directa de un motor de 5 hp y 1160 rpm.

VENTILADORES CENTRIFUGOS CON ASPAS BC Y BI:

Ventiladores centrífugos con aspas curvas hacia atrás (BC) o con aspas

inclinadas hacia atrás (BI) son similares en su diseño y funcionamiento a aquellos con aspas de ala curvas hacia atrás, excepto por la declinación

moderada en la eficiencia máxima y en la resistencia estructural. El ventilador centrífugo BC solía ser el más eficiente y popular hasta que el

ventilador centrífugo de ala tomó su lugar.

La mayoría de nuestras discusiones acerca de ventiladores centrífugos

de ala aplican también a los BC y BI. En particular, los diagramas de velocidad son los mismos. Las fórmulas para d1, d2 y bmax son las

mismas. Las discusiones sobre número de aspas, longitud de éstas,

alojamiento de la hélice, válvulas, espacio libre de la entrada, cajas de entrada, ventiladores de doble entrada y ancho y curvas de potencia de

frenado no sobrecargable también aplican a ventiladores BC y BI. Las sigui9entes son las ventajas de los ventiladores BC y BI:

1. Son menos costosos en producción. 2. Pueden tolerar temperaturas más altas y un poco de gases cargados

de polvo.

La figura 7.14 muestra un esquema de una típica rueda de ventilador BC. La porción externa de la cubierta es plana, pero podría ser cónica.

La forma del aspa es una suave curva. Muchas veces es un simple arco circular, pero a veces es una forma con mayor curvatura cerca del borde

de ataque, simulando una forma de ala. El canal del aspa debe expandirse gradualmente para que el flujo de aire relativo desacelere

gradualmente y de forma pareja mientras pasa a través del canal. Si el flujo es suave y tiene turbulencia mínima se puede llevar a cabo una

conversión de presión de velocidad a presión estática con un mínimo de pérdidas.

Para analizar el canal del aspa, se utiliza el siguiente procedimiento: se inscriben círculos en diferentes estaciones a lo largo del canal del aspa

como se muestra en la figura 7.14, y el área del paso para el flujo relativo es determinada al multiplicar el diámetro del circulo inscrito por

el ancho del aspa correspondiente al centro del círculo. Estas áreas de paso deben aumentar despacio y proporcionalmente. Al calcular los

radios de círculos equivalentes (teniendo áreas iguales) y al plotearlas contra la línea central del canal, se obtiene la forma de un cono

equivalente.

En todas las partes se debe tener un ángulo no mayor de 7º con la línea del centro; de otro modo el diseño debe revisarse.

Para una rueda de ventilador centrífugo con aspas BI rectas, hay una

relación simple entre los ángulos 1 y 2s. Después de determinar la

relación d1/d2 y el ángulo 2s en el borde de ataque, podemos calcular

2 así:

Cos 2s = (d1/d2) cos 1

Donde, d1 = diámetro interno del aspa (en in)

D2 = diámetro externo (en in). 1 = ángulo en es borde de ataque.

2s = ángulo en el extremo para aspas rectas.

FIG 7.10: dos vistas de una rueda de ventilador centrífugo de doble

ancho y entrada con 12 aspas de acero hueco curvas hacia atrás en posiciones escalonadas.

FIG 7.14: Esquema de una típica rueda de ventilador centrífugo con 10

aspas curvas hacia atrás de espesor simple con ancho máximo permisible b.

FIG 7.15: Angulo externo 2s como función de 1 y de la relación de

diámetros d1/d2 con aspas rectas.

Supongamos que hallamos d1/d2 = 0.75 y 1 = 11º. Entonces

cos 2s = 0.75 * 0.98163 = 0.73622, y 2s = 42.6º.

1 = 11º es un buen ángulo para un diseño eficiente peor solo los

ángulos menores de 30º son aceptables. Si la ecuación 7.4 resulta en 1

mayor que 30º o 35º como máximo, se recomienda aumentar d1 (y

probablemente d2) de tal forma que la ecuación 7.4 nos de un 1

menor. La figura 7.15 de una representación gráfica de 2s como

función de 1 y d1/d2 de acuerdo con la ecuación 7.17. Si el aspa fuera

BC envés de BI, entonces 2 tendría que ser algo menor que 2s.

EFECTOS DE LA TURBULENCIA DE LA ENTRADA EN EL NIVEL DE

SONIDO DE VENTILADORES AF, BC O BI

Los diagramas de velocidad en la figura 7.4 indicaron que la velocidad

absoluta del aire aumenta desde V1 en el borde de ataque hasta V2 en el extremo del aspa a medida que el aire pasa a través del canal de

aspa entre aspas adyacentes, pero también indicaron que la velocidad relativa del aire decrece de W1 a W2. Esto significa que la velocidad

relativa del aire más alta ocurre en el borde de ataque y por lo tanto el

diseño correcto de la `porción de aspa (flujo tangencial y condiciones

resultantes de mínima turbulencia) es importante.

Como en el caso de ventiladores de flujo axial, el nivel de sonido es afectado por la turbulencia en la entrada del aire, pero la sensibilidad a

turbulencia en la entrada es menos que en ventiladores de flujo axial. La

razón para esta sensibilidad reducida se encuentra en el hecho de que el flujo de aire que llega al borde de ataque de un aspa de un ventilador

centrífugo ya es turbulento, por el giro de 90º que acaba de hacer. La turbulencia adicional es por lo tanto menos notoria que en el caso de

ventiladores de aspa axial, donde las condiciones de flujo en la entrada son relativamente suaves. No obstante, la turbulencia en la entrada

producida por codos delante de la entrada del ventilador centrífugo como cajas de entrada, deben mantenerse al mínimo. Como se

mencionó antes, esto puede hacerse al aumentar la profundidad axial de la caja de entrada y al proveer aspas de giro dentro de la caja de

entrada.

TIPOS DE DESCARGA

A la mayoría de ventiladores centrífugos, se les provee de un

alojamiento de hélice, como en las figuras 7.6 a 7.8 se muestra. Su principal función es recolectar los chorros de aire individuales de las

aspas y reunirlos en un solo chorro que se descarga a través de la abertura de salida. La localización y dirección del chorro a descargar en

relación con el chorro de entrada, variarán de acuerdo con las demandas de la instalación. 16 tipos diferentes de arreglos de descarga (ocho por

cada rotación) han sido adaptados como estándares por la asociación de control y movimiento de aire. (AMCA). Posiciones intermedias

adicionales son utilizadas ocasionalmente. La mayoría de ventiladores centrífugos grandes son diseñados de tal manera que el fabricante los

pueda suministrar para cualquier arreglo de descarga, con el fin de acomodarse a las necesidades del cliente. Algunos diseños son para

descarga universal, lo que significa que aún después de completar el

ensamblaje el arreglo de descarga puede ser cambiado, simplemente removiendo algunos pernos y moviendo el alojamiento de la hélice a una

posición angular diferente.

Un diferente tipo de descarga es algunas veces usado para aplicaciones

en las cuales el aire es bombeado de un espacio o un equipo y es llevado a un espacio grande envés de un ducto. En tales casos

(ventiladores de techo, ventiladores conectados, ventiladores de minas), el alojamiento de la hélice es omitido, y los chorros individuales que

abandonan los canales del aspa simplemente se esparcen en el espacio

abierto. Este arreglo es llamado “descarga radial o circunferencial”. El término “descarga radial” se usa más, aunque el término “descarga

circunferencial” es más apropiado a la realidad porque la deflección del flujo está más cerca de ser circunferencial que radial. Este tipo de

descarga tiene las ventajas de bajo costo, volumen de aire muy aumentado (casi el doble) a baja presión estática, y una considerable

reducción en el nivel de sonido debido a que la válvula es eliminada (la principal fuente de ruido). La presión estática relativa máxima es

reducida en un 15%. Las ruedas FC no pueden ser utilizadas para esta aplicación porque requieren de alojamiento de hélice para la conversión

de presión de velocidad a presión estática, y sin el alojamiento, su funcionamiento sería pobre, como lo indica la figura 7.31. La figura 7.16

muestra un ventilador centrífugo b1 con descarga circunferencial bombeando desde un espacio.

La figura 7.17 ilustra otro ejemplo de descarga radial, una rueda de ventilador centrífugo RB tomando aire de enfriamiento a través de pasos

estrechos de un generador de un camión. Un ventilador de flujo axial no desarrollará suficiente succión para soportar la resistencia de los pasos

estrechos, operará en el rango de pérdidas.

FIG 7.16: Rueda de ventilador centrífugo BI con descarga circunferencial.

FIG 7.17: Rueda de ventilador centrífugo de aspa radial transportando

aire de enfriamiento a través de estrechos pasos de un generador de camión.

GRUPOS DE VENTILADORES CENTRIFUGOS POR AMCA

La figura 7.1 mostró seis tipos de ventiladores centrífugos clasificados

de acuerdo con la forma del aspa. AMCA (Air Movement and Control

Association) en su publicación 99-85 (Manual de Standars) muestra dos

tipos de ventiladores centrífugos, clasificados de acuerdo a su aplicación general. AMCA llama estos dos grupos (1) ventiladores centrífugos y (2)

ventiladores centrífugos industriales. Describamoslos con mayor detalle:

VENTILADORES CENTRIFUGOS: Los ventiladores centrífugos que

hemos discutido hasta el momento (AF, BC, BI) pertenecen a este grupo. Pueden ser usados para bombear y suministrar; con excepción

de los modelos de ancho de aspa reducido, estos ventiladores son para volumen de aire grande y para presiones estáticas moderadamente

altas. Tienen eficiencias altas y curvas de potencia de frenado no sobrecargables. Son para ventilación general, corriente de aire forzada o

inducida, calderas y alojamientos de bolsas (Bag Houses), y para aire

limpio o aire sucio. Esto indica que también son para aplicaciones industriales, aunque el encabezamiento no lo indique. Los estándares

AMCA muestran 25 tamaños estándares y especifican los diámetros de rueda y áreas de salida máximas para cada tamaño. Los diámetros

máximos varían desde 12 ¼ 132 ½ in, aumentado a una razón de 1105. Estos ventiladores pueden tener aspas anchas, razones d1/d2 grandes

(de 0.65 a 0.80 aprox), ángulos de aspa medios (10º a 30º en el borde de ataque, 35º a 50º en el extremo), grandes alojamiento de hélice, y

áreas de entrada y salida grandes. Tienen un anillo de entrada con un diámetro 9% mayor que el diámetro de la rueda, para conexión a un

ducto de entrada, con un área circular mayor que el área rectangular de salida. Un cono de entrada girado conecta el anillo de entrada de área

grande con la rueda de entrada mucho más pequeña, con una pequeña solapa. Estos ventiladores están disponibles como de ancho y de

entrada simple (SISW) o doble (DIDW).

VENTILADORES CENTRIFUGOS INDUSTRIALES: la mayoría de los

fabricantes ofrecen estas unidades con estas cuatro opciones de tipos de rueda:

Ruedas de aire (AH) (placa trasera, cubierta, 10 aspas BI).

Ruedas de material (MH) (placa trasera, cubierta, 10 aspas BI).

Ruedas de virutas largas (LS) (lo mismo que MH pero sin cubierta) Ruedas abiertas de virutas largas (sin placa trasera, sin cubierta, 6

aspas radiales).

Estos ventiladores solían ser llamados “exhostos industriales” porque las

ruedas MH LS y LSD son usadas principalmente para bombear serrín, virutas y material granular. La unidad AH, no obstante, es usada para

suministrar y para bombardear. Los standard AMCA muestran 16 tamaños standard y especifican los diámetros máximos de las ruedas,

los ángulos máximos de las entradas, y empatan las entradas de la

rueda. Los ángulos máximos de las entradas van desde 19 1/8 hasta 104 ¼ in. Estos diámetros de las entradas son solo el 57.5% de los

ángulos de las ruedas, y empatan con las entradas de la rueda. Una entrada de un alojamiento cilíndrico simple nos lleva a la entrada de la

rueda, nuevamente con un pequeño sobrepuesto siempre que haya una cubierta, como en las ruedas AH y MH. No se necesita un cono de

entrada giratorio siempre cuando la unidad esté conectada a un ducto de entrada. Si la unidad es solo para soplar (sin un ducto de entrada)

una entrada venturi es conectada al anillo de la entrada, pero esta entrada venturi no es tan grande como el cono de entrada girado usado

en los ventiladores del grupo 1. Comparando con el grupo 1, este grupo 2, para un mismo tamaño y velocidad, tiene una curva de presión más

inclinada y entrega menos volumen de aire pero produce una presión estática más alta.

La figura 7.18 nos muestra una vista angular del alojamiento de la hélice para un ventilador centrífugo industrial del grupo 2. Es más

pequeño que el del grupo 1, como se muestra en las figuras 7.7 y 7.8. el tamaño de la espiral de la hélice es aproximadamente 80%. El ancho del

alojamiento es 60% aproximadamente, y el área de salida es de 32%. El alojamiento no tiene recorte extra, debido a que la pequeña área de

salida lleva el punto de recorte lo suficientemente arriba. Los cuatro tipos de ruedas usan el mismo alojamiento de hélice; solo las ruedas

son diferentes. Estos ventiladores son SISW solamente.

FIG 7.18: Vista angular del alojamiento de la hélice para un ventilador centrífugo industrial. Muestra el lado de conducción (eje y cargas) y el

lado de salida con área pequeña.

FIG 7.19: Vista angular de la rueda de un ventilador centrífugo industrial

de tipo AH que muestra las aspas BI y la cubierta cónica con una curva de entrada suave.

VENTILADORES DE AIRE (AH): La figura 7.19 muestra una típica

rueda AH. Tiene placa más reserva y cubierta cónica. Comparada con los ventiladores centrífugos de grupo 1, él AH tiene una menor relación de

radios d1/d2, aspas más angostas y ángulos de aspa mayores.

El borde de ataque puede estar inclinado. La rueda AH es para manejar aire, gas o humo limpio o ligeramente sucio. Usualmente tiene 10 aspas,

con ángulos de aproximadamente 23º en el borde de ataque y 62º en el extremo del aspa. El ancho b1 en el borde de ataque es nuevamente

0.46 d1, de acuerdo a la ecuación (7.15), pero debido a que d1/d2 es menor que en el grupo 1, b1 es menor también. El ancho b2 en el

extremo es aún menor, aproximadamente 65% del grupo 1. La figura

7.2 muestra en líneas sólidas el funcionamiento de una unidad AH de 26 1/8 in (tamaño standard de AMCA) a 1160 rpm. Por comparación hemos

ploteado en líneas punteadas el funcionamiento del ventilador de 27 in de ala del grupo 1, a 1160 rpm (figura 7.13), convirtiendo de acuerdo

con las leyes de los ventiladores de 27 a 26 1/8 in. Notamos lo siguiente:

1. La unidad AH tiene una curva de presión estática más inclinada que

el ventilador centrífugo de ala, lo que resulta en menos volumen de aire pero presión estática máxima más alta.

2. La curva de potencia de frenado de la unidad AH alcanza su máximo en entrega libre, pero no es inclinada, entonces cualquier sobrecarga

en entrega libre será moderada. 3. La eficiencia mecánica máxima de la unidad AH es 79%, menor que

la de 88% del ventilador centrífugo de ala, pero es aún una muy

buena eficiencia.

SELECCION DE UN VENTILADOR CENTRIFUGO AH DE LAS TABLAS:

En el capitulo 4 de ventiladores de flujo axial mostramos dos tablas para ventiladores de aspa axial manejados por correa y dos posibles

selecciones para un ventilador que entrega 20,600 cfm contra una presión estática de 2 in WC. Discutimos ahora en forma similar como

podríamos seleccionar un ventilador centrífugo AH para entregar 7200

cfm contra una presión estática de 5 in WC (menos volumen de aire

pero mayor presión estática).

FIG 7.20: rendimiento de un ventilador centrífugo industrial de tipo AH

(líneas sólidas) y de un ventilador centrífugo de alas (línea punteada),

ambos con rueda de 26 1/8 in y 1160 rpm.

La tabla 7.1 es una tabla de porcentajes del catálogo de la General

Blower para una unidad AH de 21 in. Esto significa una entrada al alojamiento de 21 in de diámetro, correspondiente a un diámetro de

rueda de 36 ½ in. La tabla, nuevamente, tiene el arreglo general en el cual el rendimiento de los ventiladores conducidos por correas que está

presentado en los catálogos, para la conveniencia del comprador en la selección del producto, con las presiones estáticas mostradas en la parte

superior, los volúmenes (cfm) y las velocidades en las salidas son mostradas en el lado izquierdo, y las velocidades y potencia HP del freno

son mostradas en los puntos cruzados. Esta tabla particular también muestra las eficiencias del ventilador (ambas eficiencias, las estáticas y

mecánicas) están en los puntos cruzados. Todos estos datos se derivan

de las curvas de rendimiento (líneas sólidas) mostrado en la figura 7.20. Más adelante en el libro, explicaremos como estos datos pueden ser

calculados de las curvas de rendimiento.

La tabla 7.1 indica que este ventilador, en orden de entregar 7200 cfm a una presión estática de 5 in WC, trabajará a 888 rpm y consumirá 8.07

bhp. A 10 hp, un motor de 1750 rpm será usado, con un radio de polea de 888/1750 = 0.507. La tabla también muestra que este ventilador

operará a una eficiencia mecánica de 78 porciento, la cual es una buena eficiencia para un ventilador centrífugo BI de aspas planas. Evaluemos

este valor de eficiencia.

Debido a que este valor tiene un área de salida de 2,40 ft², nuestra velocidad de salida será 7206/2.40 = 3000 fpm, y la velocidad de

presión será (3000/4005) ² = 0.561 in WC. La presión total, entonces,

será de 5+0.561 = 5.561, la potencia del aire será (7200x5.561)/6356 = 6.30 y la eficiencia mecánica será de 6.30/8.07 = 0.781 = 78.1

porciento, como se dice en la tabla.

La tabla también muestra que para 884 rpm y una presión estática de 4 in WC (envés de 5 in WC), el ventilador consumirá 9.88 hp, entonces el

motor de 10 hp estará a salvo.

Suponga que el cliente dice que un diámetro de rueda de 36 ½ in parece

ser algo grande para un requerimiento de 7200 cfm, y pregunta, “no podríamos usar un tamaño más pequeño?” una buena pregunta,

echemos una ojeada a la tabla 7.2 la cual es la tabla promedio para un tamaño más pequeño siguiente, la unidad AH de 19 in, teniendo un

anillo de entrada de 19 in de diámetro, correspondiendo a un diámetro de rueda de 33 in. Esta tabla indica que el ventilador, trabajando a una

velocidad más alta que 1740 rpm, entregará 7458 cfm contra una presión estática de 5 in WC, por lo tanto consumiendo 8.78 bhp. La

tabla también muestra que para 1041 rpm y una presión estática de 4 in WC (envés de 5 in WC) el ventilador consumirá 8.89 bhp, por lo tanto el

motor de 10 hp continuará a salvo, así la presión estática deba ser algo menor que lo anticipado. Nosotros diríamos al consumidor, si, podemos

usar el tamaño siguiente más pequeño con el mismo motor de 10 hp, pero el ventilador de 33 in trabajará a 1047 rpm (envés de 888 rpm) la

potencia HP del freno será 9 porciento mayor (8.78 envés de 8.07 bhp)

y la velocidad extrema será 7 porciento más alta para un pequeñísimo incremento en el nivel de ruido. Estas son desventajas menores que

probablemente serán aceptadas.

FIG 7.1: Tabla de funcionamiento para un ventilador centrífugo AH de

36 ½ in, conducido por correa, del catalogo de General Blower Co (Ill).

FIG 7.21: Vista angular de una rueda de ventiladores industrial

centrífugo de tipo MH que muestra las aspas RT y la cubierta cónica con suave curva de entrada.

FIG 7.2: Tabla de funcionamiento para un ventilador centrífugo AH de

33 in, conducido por correa, del catalogo de General Blower Co (Ill).

VENTILADORES DE MANEJO DE MATERIAL (MH) :

La figura 7.21 muestra una rueda MH. Este todavía tiene el mismo plato

trasero y la misma cubierta cónica como la rueda AH, pero este solamente tiene 6 aspas las cuales son principalmente radiales; solo una

porción interna del aspa es de alguna forma inclinada hacia atrás, similar al aspa de extremo radial. La rueda MH puede manejar aire o

gases que contengan pequeñas partículas de polvo y materiales

granulares de trabajo en madera o metal sin atorar los pasadizos del aspa. Estas aspas son más anchas para una rueda AH pero de tal forma

que pueda usarse la misma cubierta. En el borde de ataque son más anchas en un 22% y en el extremo por un 30% las aspas no son aún

tan anchas como las aspas de ancho máximo de las ruedas de grupo 1.

VENTILADORES DE VIRUTAS LARGAS (LS) : La figura 7.22 muestra una rueda LS. La placa trasera y las aspas son las mismas que para la rueda MH, pero la cubierta ha sido omitida, de

tal forma que el riesgo de atoramiento ha sido reducido y aún virutas más largas y material abrasivo podrá ser manejado. Pueden tolerarse

temperaturas de hasta 1600º F.

VENTILADORES ABIERTOS DE VIRUTAS LARGAS (LDO):

La figura 7.23 nos muestra una rueda LDS. No tiene placa trasera ni

cubierta y solo 6 aspas radiales soldadas a una pesada araña y reforzadas por un costillaje.

Es una rueda áspera que puede no solo manejar virutas largas, sino

también material extremadamente corrosivo y abrasivo y puede tolerar altas temperaturas. Los lados de las aspas pueden ser protegidos por

placas de desgaste y ser reemplazados cuando estén desgastados.

FUNCIONAMIENTO DE RUEDAS INDUSTRIALES CENTRIFUGAS:

La figura 7.4 nos muestra una comparación de los funcionamientos de

los cuatro tipos de ventilador industrial centrífugo del grupo 2. Notamos lo siguiente:

1. Las curvas de presión estática tipos son ligeramente diferentes,

particularmente en el rango de operación de 2 a 5 in WC de presión estática, las diferencias son menores.

2. Para las cuatro ruedas las curvas de potencia de frenado alcanzan su máximo en entrega libre. Cualquier sobrecarga en este punto es

moderada para la rueda AH pero considerable para las otras 3 como resultado de las aspas radiales.

3. Las eficiencias decrecen en la secuencia AH, MH, LS y LSO. Las eficiencias máximas son del 79% para la rueda AH, 71% para MH,

67% para la LS y 63% para la LSO.

FIG 7.22: La rueda de ventilador industrial de tipo LS mostrando la placa trasera y las aspas RT.

FIG 7.23: Tipo LSO mostrando las aspas radiales y las costillas de refuerzo.

FIG 7.24: Funcionamiento de los cuatro tipos de ventiladores industriales centrífugos (AH, MH, LS y LSO) para un ángulo de rueda de

26 1/8 in a 1160 rpm.

CONCLUSION: 1. Las cubiertas mejoran el patrón de flujo suave en la entrada y por lo

tanto aumentan la eficiencia .

2. Las aspas radiales mejoran la rigurosidad, pero aumentan la potencia

del frenado en entrega libre y reducen la eficiencia, principalmente por las pobres condiciones de flujo en el borde de ataque, donde la

velocidad relativa del aire golpea al aspa radial a una ángulo de 60º o 70º (produciendo turbulencia considerable), en vez de ser

cercanamente tangencial. Las aspas radiales manejan corrientes de

aire con fuerza bruta. Son usadas principalmente cuando el aire está contaminado con material granulado que no se tolera en otros tipos

de ventilador.

VENTIALDORES CON ASPAS RT: Figuras 7.20 y 7.24indicaron que los ventiladores del grupo 2 producen

mayor presión estática pero entregan menos volumen de aire (curva de presión más inclinada) que los ventiladores del grupo 1. También

indicamos que las ruedas AH y MH del grupo 2 tienen buena eficiencia (79% para los AH, 71% para MH) y que las AH solo pueden manejar

aire limpio o ligeramente sucio, mientras que la MH pueden manejar aire que tenga material granular sin material de reconstrucción en las aspas.

Otro tipo de ventilador que es similar al MH es el RT (Radial Tip). Es

usado principalmente en tamaños grandes para corriente forzada o inducida, para exhostos, aplicaciones industriales relacionadas con gases

calientes de hasta 800ºF, y combinados con bolsas, para control de

polución. La forma del aspa RT resulta en una acción de auto limpieza, un aspecto importante en la presencia del polvo, ceniza y material

granular. Nuevamente, material de construcción en las aspas (el cual causaría desbalance y vibración) es evitado.

Las cajas de entrada son generalmente provistas de unidades RT. Aspas

de desgaste renovables aseguradas al lado de presión de las aspas y revestimientos intercambiables se hallan algunas veces. Los apoyos son

algunas veces enfriados con agua. Envés de aspas RT, aspas BI con ángulos grandes son algunas veces usadas ventajosamente para

manejar aire cargado con polvo. Todavía tienen la propiedad de autolimpieza, si los ángulos son suficientemente grandes, y las

eficiencias un poco más altas, la curva de potencia de frenado se sobrecarga menos, y el costo de manufactura es menor. Ya

mencionamos que el ventilador RT es algo similar al MH. La similitud es

en los siguientes aspectos:

1. Ambos manejan material granular.

2. A la misma velocidad y tamaño producirán la misma presión estática

máxima, la cual es mayor que para los ventiladores AF, BC y BI. 3. Ambos tienen eficiencia máxima de 71% aproximadamente, no tan

alta como en tipos AF,BC, BI y AH pero mayor que en FC y RB. 4. Ambos tienen presión que aumenta de forma estable y por lo tanto la

estabilidad del funcionamiento para sistemas con resistencia

fluctuante y operación paralela, el cual se encuentra en el flujo mecánico (esta propiedad también se encuentra en los ventiladores

AF, BC y BI pero no en FC). Ambos tienen curvas de presión más inclinadas que los FC, lo cuales es muy deseable en caso de

condiciones de operación fluctuante (las entregas de aire permanecen casi constantes a pesar de los cambios de presión).

No obstante, los ventiladores RT y MH son diferentes en lo siguiente:

1. Al mismo tamaño y velocidad, el RT entregará casi el doble de aire

que el MH (fig. 7.27). 2. El RT tiene una construcción más rugosa, por lo tanto, puede correr a

velocidades mayores y puede producir hasta 40 in WC de presión estática comparado con 18 in WC del MS.

3. El RT puede ser construido tanto SISW como DIDW, mientras que el

MH es solo SISW.

En algunos aspectos el RT se ubica entre el BI y FC, pero está más cercano a ser BI. Esto se mantiene cierto no solo para la forma del aspa

y otros aspectos del diseño sino también para el funcionamiento resultante (figura 7.30).

La figura 7.25 muestra una típica rueda RT. Diferentes diseños están

disponibles por varios fabricantes. Los diámetros varían desde 26 a 110 in. La entrada, nuevamente, está equipada con un cono de entrada

convergente, el cual da pequeño espacio muerto en la entrada, como en las aspas BI. La relación de diámetros d1/d2 puede variar desde 0.5

hasta 0.8. Este es un rango amplio, más amplio que para otros tipos de ventiladores. El número de aspas es usualmente 24. Más aspas son

recomendadas para relaciones de diámetros más grandes. La cubierta

es cónica envés de plana. El máximo ancho del aspa en el extremo es 0.46 d1. Los ángulos son 25º a 40º en el borde de ataque y de 80º a

90º en el extremo. Un ángulo de 80º es, por supuesto, no exactamente

radial, pero si resultara en una mejor eficiencia, al costo de menor

volumen de aire y presión estática. El tamaño de la hélice es casi el mismo que para el grupo 1. En la salida del alojamiento, el fondo es

muchas veces extendido como un difusor de salida, simulando una larga boquilla. Esto resulta en un área de salida casi tan grande como las del

grupo 1.

Un tipo especial de RT fue diseñado y probado por mi en 1970. Para la

división Coppus, de Tuthill Corporation (Millbury, Mass). Era un pequeño ventilador para extraer humo de soldadura. El diámetro externo de la

rueda era de 8 ¾ in. El ventilador fue diseñado para conducción directa de un motor de ½ hp y 3450 rpm. La figura 7.26 nos muestra la

configuración de la rueda. Tenía 12 aspas de ala con extremos radiales, un diseño no muy usado por los fabricantes. Tanto la rueda como el

alojamiento de la hélice eran de aluminio fundido. Nótese que aquí el lado cóncavo del ala es el lado de presión, como es en un ala normal. La

entrada del alojamiento está sobrepuesta con la cubierta de la rueda en un estilo laberintesco para fugas mínimas a través del espacio muerto

de la entrada. Esta unidad tubo una eficiencia máxima de 84%, muy alta, considerando el tamaño y las aspas radiales.

FUNCIONAMIENTO DE VENTILADORES RT:

La figura 7.27 muestra una comparación de las curvas de funcionamiento para los tres tipos de ventiladores centrífugos que

hemos discutido, todos convertidos con las leyes de los ventiladores, para la misma velocidad y tamaño. Las líneas sólidas son para un típico

RT, las discontinuas para un MH y las punteadas para un diseño especial con aspas de ala. Se notará lo siguiente:

1. El RT entrega el mayor volumen de aire aún cuando tiene las aspas

más angostas. Esto es el resultado de áreas de entrada y salida mayores, una hélice más grande y más aspas, resultando en mayor

flujo de aire. El RT entrega el menor volumen de aire, aún con las

aspas más anchas. Esto es el resultado de pequeñas áreas de entrada y salida y la hélice ajustada.

2. Los RT y MH producen la misma presión estática máxima, pero el RT

de ala produce una presión estática 15% mayor como resultado de las aspas de ala tan eficientes.

3. Las curvas de presión estática son todavía estables (no hay caída). 4. Los cuatro consumen aproximadamente la misma potencia de

frenado y son algo sobrecargables en entrada libre.

5. Los RT y MH tienen la misma eficiencia de 71%, pero el RT de ala tiene una eficiencia máxima de 84%.

FIG 7.25: rueda de ventilador centrífugo con doce aspas radiales, relación de diámetros de 0.7. Las aspas están lo suficientemente

espaciadas para prevenir reconstrucción del material.

FIG 7.27: Comparación del funcionamiento para 3 ventiladores

centrífugos, todos convertidos a 30 in. 1750 rpm.

VENTILADORES CENTRIFUGOS CON ASPAS CURVAS HACIA ADELANTE (FC)

Si tomamos unas aspas BI plana y hacemos curva la porción externa en la dirección delantera de rotación hasta que el extremo del aspa sea

radial, obtendremos un aspa de extremo radial (RT). Si ahora nosotros continuamos curvando el aspa todavía más en la dirección delantera,

obtendremos un aspa curvada delantera o curvada hacia adelante (FC).

Los ventiladores centrífugos curvados hacia adelante son especiales en la entrega, ya que entregan considerablemente más volumen de aire y

además producen presiones estáticas más altas que ventiladores

centrífugos AF, BC o BI del mismo tamaño y velocidad (pero a expensas de una eficiencia más baja).

TABLA 7.3: Información de diseño principal para los tres ventiladores comparados en las figuras 7.27; 30 in, 1750 rpm.

Contrariamente, los ventiladores FC pueden trabajar alrededor de la

mitad de la velocidad necesitada para operar en un rango comparable de volumen de aire y presión estática.

Los ventiladores centrífugos FC comúnmente usados para hornos, para

varios calentadores, ventiladores y aplicaciones de aire acondicionado, y

para el enfriamiento de aparatos electrónicos y otros equipos donde las bajas velocidades de operación son deseables para preveer la vibración.

Estos son usados comúnmente en pequeños y medianos tamaños (de 2 a 36 in de diámetro de rueda) donde sus bajas eficiencias son menos

objetables, pero en ocasiones son usados en tamaños mayores que 73 in de diámetro de rueda. Para acomodar el flujo de aire, el cual es

grande en relación al tamaño y a la velocidad, la relación de diámetro d1/d2 también es grande, desde 0.75 para tamaños pequeños hasta

0.90 para tamaños grandes. Como resultado se obtiene la presentación típica de ruedas de ventiladores FC, como se muestra en la figura 7.28.

Estos siempre tienen una gran aspa dentro del diámetro d1, y un angosto espacio anular dejado por las aspas. Este anillo estrecho se usa

para un mayor número de aspas, usualmente entre 24 (en tamaños pequeños) y 64 (en tamaños grandes). En otras palabras, los pasajes

entre aspas adyacentes son cortos y son elaborados más estrechos

(mediante el uso de más aspas) para una mejor guía del flujo de aire.

La cubierta es un anillo plano, por lo tanto b1=b2. La cubierta dentro del diámetro es a menudo un poco más grande que el aspa dentro del

diámetro, por lo cual porciones de las aspas sobresalen hacia adentro más allá que la cubierta dentro del diámetro. Esto, de alguna manera,

mejorará las condiciones de flujo dejando más espacio para la vuelta en el ángulo adecuado de axial hasta radialmente afuera. El despeje de

entrada es hecho más grande para ventiladores AF, BC, BI o RT. El máximo ancho de aspa es grande, algunas veces como del 65 porciento

del aspa dentro del diámetro d1.

FIG 7.28: Rueda de ventilador centrífugo típico con 52 aspas curvas

hacia adelante y con un anillo de cubierta plano, mostrado con una

entrada de campana de giro para la conducción del flujo de aire dentro de la entrada de la rueda. Debido a su apariencia, este tipo de rueda de

ventilador es llamada algunas veces “rueda de jaula de ardilla”.

Los ángulos del aspa son muy grandes para obtener un gran volumen de aire. En el filo principal, el ángulo de aspa , está súbitamente entre 80º

y 120º, por lo cual el flujo relativo del aire golpea el filo principal del aspa a un gran, e infavorable ángulo, muy lejos de cualquier condición

tangencial. En el extremo del aspa, el ángulo de aspa 2 es todavía

mayor, entre 120º y 160º. Esto tiene como resultado una gran y casi

circunferencial (alrededor de 20º de circunferencia) velocidad absoluta

de aire V2 en el extremo del aspa. V2 es mayor que la velocidad extrema, i.e., la velocidad del aspa se extrema a sí misma. Este es el

resultado de un efecto de cucharón o excavación de las aspas. El alojamiento de la hélice es del mismo tamaño y forma que para

ventiladores AF, BC y BI, pero las protuberancias cortantes de flujo son mayores dentro de la salida. La gran velocidad de aire V2 (energía

cinética) es gradualmente disminuida en el alojamiento de hélice y parcialmente convertida en presión estática (energía potencial). Una

buena porción de la presión estática es producida en el alojamiento de hélice como un resultado de esta conversión de presión de velocidad a

presión estática. Por esta razón, los ventiladores centrífugos FC pueden funcionar apropiadamente solo en alojamientos de hélice. Para descarga

radial, como en los ventiladores eléctricos o de techo, ventiladores centrífugos AF, BC y BI pueden ser usados, más no ventiladores FC (ver

figura 7.31).

La figura 7.29 muestra un chorro de agua golpeando una tasa de huevo

(una superficie curvada hacia adelante), el cual reversa su flujo casi 180º. Una acción similar puede ser observada cuando los niños juegan

en una piscina. Curvando los dedos hacia adelante y “excavando” el agua en la superficie, ellos pueden producir chorros de agua de alta

velocidad, más rápidos que la velocidad de su mano en movimiento.

FIG 7.29: Vista de un chorro de agua que está revesado cuando golpea

una superficie curvada hacia adelante (de Bleir, F.P. ventiladores, en “Handbook of Energy Systems”, Engineering, Nueva York: Wiley, 1985.

Usado con permiso).

La principal razón para una eficiencia menor de ventiladores FC es que

el flujo de aire a través de los canales de las aspas tiene que cambiar se

dirección casi 180º, i.e., mucho más que los otros tipos de ventiladores

centrífugos. El chorro de aire puede difícilmente seguir la fuerte curvatura de las aspas, las condiciones tangenciales no prevalecen más,

y el flujo es lejos de ser suave. Este es más turbulento que en ventiladores AF, BC y BI ó RT. Debido a que la eficiencia del ventilador

es de todas formas comparativamente menor, pequeñas imperfecciones

no la reducirá mucho más y por lo tanto será menos objetable que con aspas BI. Las condiciones aerodinámicas son regularmente secundarias

en el diseño de ventiladores FC. Refinamientos como solapaduras en la entrada, declive de la cubierta y otras pueden ser dejadas.

La forma de las aspas FC es una suave curva: en tamaños pequeños es

un simple arco debido a que resulta en una expansión gradual del canal del aspa a una tasa más alta.

RENDIMIENTO DE LOS VENTILADORES CENTRIFUGOS FC:

La figura 7.30 muestra una comparación de cuatro curvas de presiones

estáticas, todas para diámetro de rueda de 27 in. Usted notará lo

siguiente:

1. A 1140 rpm, el ventilador RT entrega un poco más de volumen de aire y produce un poco más de presión estática que el ventilador BI,

pero el ventilador FC entrega considerablemente más volumen de aire (como 2.5 veces más)b y produce una presión estática máxima

mucho mayor (casi el doble) que los ventiladores BI. Estos, como se mencionó anteriormente, es a expensas mucho menor para un

ventilador FC. 2. Si el ventilador FC puede trabajar a la mitad de la velocidad, la curva

de presión estática cubriría un rango comparable con el del ventilador BI. Para ser más específicos, el ventilador FC a 570 rpm todavía

entrega alrededor de 28 porciento más de volumen de aire en entrega libre, y la presión estática máxima es como un medio. Debe

ser mencionado que el ventilador FC tiene un nivel de ruido mucho

más alto que un ventilador BI del mismo tamaño y velocidad debido a el alto y turbulento flujo de aire. Los niveles de ruido de los

ventiladores son solamente comparables si el ventilador FC trabaja a la mitad de la velocidad.

3. La curva de presión estática del ventilador FC tiene una pendiente la

cual en algunas instalaciones puede causar operaciones inestables. Precauciones, por lo tanto, deben ser tomadas por lo cual los

ventiladores FC no son usados para aplicaciones como sistemas de fluctuación de operaciones paralelas y hasta en otras operaciones la

unidad no operará en el rango inestable de la curva de presión

estática.

FIG 7.30: Comparación de curvas de presión estática para ventiladores

centrífugos BI, RT y FC, con diámetro de rueda de 27 in.

La figura 7.31 muestra el funcionamiento completo (presión estática,

potencia HP del freno, eficiencia y nivel de sonido contra volumen de aire) para ventiladores FC de 27 in a 570 rpm. Note que la escala del

volumen de aire aquí es el doble que en la figura 7.30. usted notará lo siguiente:

1. La curva de potencia HP del freno está sobrecargada en el rango de

presión baja. A la entrega libre, la potencia HP del freno es más que

el doble que la potencia en el rango de máxima eficiencia. Esta forma de la curva de potencia HP del freno resulta en requerimientos de

potencia por fuera del rango de operación que son mucho más altos que aquellos dentro del rango de operación. Mientras que

ventiladores centrífugos no son construidos en o cerca de la operación de la entrada libre (ventiladores de hélice o ventiladores

axiales turbo realizan esta función con mucha más eficiencia y consto más bajo), la curva sobrecargada de potencia HP del freno es una

desventaja seria de los ventiladores FC. En tamaños pequeños, un motor sobredimensionado con una tasa de potencia HP igual a la

máxima potencia HP del freno en entrega libre es normalmente seleccionada por lo cual la operación a cualquier condición será

segura. Para unidades mayores, en precio incrementado de motor sobredimensionado será prohibitivo, y la potencia HP del motor es

seleccionada solo un poco mayor que la potencia HP del freno para

una prospectiva condición de operación. Precauciones deben ser tomadas, por lo cual la unidad, cuando es instalada en el campo, no

operará dentro de una muy baja presión estática debido a que esto

resultaría en una sobrecarga para el motor. El rango de operación

permisible para el ventilador FC, siendo limitada por la izquierda por la pendiente de la curva de presión estática y por la derecha por la

elevada curva de la potencia HP del freno, por lo tanto es más estrecho que los ventiladores FC, BC o BI.

2. La curva de nivel de sonido tiene su mínimo en el rango de mejores

eficiencias.

FIG 7.31: Curvas de funcionamiento para un ventilador centrífugo FC

típico, 10 hp, 27 in de diámetro de rueda, 570 rpm. Las líneas punteadas muestran el funcionamiento para descarga radial (un

alojamiento de hélice). (de Bleir F.P., Ventiladores en “Handbook of Energy Systems Enginieering” Nueva York: Wiley, 1985, usado con

permiso).

3. Note la línea punteada, indicando una eficiencia pobre, si el

ventilador FC fuera usado para una descarga radial, i.e., un alojamiento de hélice, como en los ventiladores eléctricos y de techo.

Sin alojamiento de hélice, los ventiladores AF, BC y BI entregarán

mayor volumen de aire, pero los ventiladores FC entregarán menor volumen de aire debido a que necesitan el alojamiento de hélice para

convertir algo de la alta velocidad del aire en el extremo del aspa en presión estática adicional. Sin esta conversión, el ventilador FC

tendrá un funcionamiento pobre, como se muestra en las figuras punteadas de la figura 7.31.

Resumiendo, podríamos decir que aspas BC y BI tienen las siguientes

ventajas sobre las aspas FC:

1. Curva de presión estática estable (sin pendiente). 2. Mayores eficiencias, teniendo como resultado menores costos de

operación. 3. Características de potencia HP del freno no sobrecargadas.

4. Mayores velocidades de operación, lo cual para manejo directo

resultará en motores menos costosos.

Aspas FC, del otro lado, tienen las siguientes ventaja sobre las aspas BC

y BI:

1. Compactas. 2. Menores velocidades de trabajo, resultando en un balance más fácil.

3. Menor costo inicial, particularmente en tamaños pequeños.

CONCLUSION: De lo anterior parece que cualquier tipo (BI o FC) tiene sus ventajas

para ciertas aplicaciones. En tamaños pequeños, las ventajas del ventilador FC sobrepasarán sus desventajas. En tamaños mayores, los

ventiladores BI serán preferibles. Lo0s ventiladores RT toman el puesto entre el BI y el FC, pero (como se indica en la figura 7.30) está más

cerca al ventilador BI. Esta condición intermedia es real para rendimiento, potencia HP del freno, eficiencia y nivel de sonido. El

ventilador RT, de todas formas es más robusto que el BI o el FC y por lo tanto puede tolerar velocidades de funcionamiento mayores (resultando

en presiones estáticas altas) mayores temperaturas, y condiciones de servicio severas. Los ventiladores RT son usualmente empleados para

llevar materiales, tales como molido de polvo, polvo de serrucho, algodón, granos y virutas, si las aspas están lo suficientemente

espaciadas las unas de las otras por lo cual los espacios estrechos son

evitados, lo cual evitará que se atasque con depósitos de suciedad o de material transportado.

VENTIALORES CENTRIFUGOS CON ASPAS RADIALES:

De los seis formas de aspas mostradas en la figura 7.1, hemos

discutido los cinco primeros tipos en detalle. Con respecto al sexto tipo, aspas radiales, hemos ya discutido la rueda LSO como se muestra en la

figura 7.23. Esta rueda LSO no tiene plato trasero o cubierta y tiene solo seis tipos de aspas radiales soldadas a una araña pesada. Es una rueda

robusta y puede tolerar altas temperaturas y materiales corrosivos y abrasivos, pero tiene baja eficiencia (60 a 63 porciento máximo), como

se muestra en la figura 7.24. Estas comparativamente bajas eficiencias son debido a la carencia del plato trasero y de la cubierta además de las

pobres condiciones de flujo en los filos principales, como se señaló

antes.

SOPLADORES DE PRESION, SOPLADORES TURBO

Otro tipo de ventiladores centrífugo donde las aspas radiales son

comúnmente usadas para altas presiones y volúmenes de aire relativamente pequeños. Sus ruedas de ventilador tienen plato trasero y

una cubierta, resultando en eficiencias máximas por encima del 90 porciento. Las aspas angostas, usualmente soldadas o remachadas a el

plato trasero y la cubierta. En tamaños pequeños, el plato trasero, la cubierta y las aspas son algunas veces fundidas en una sola pieza de

aluminio. Las aspas se extienden profundamente hacia adentro, por lo cual la relación de diámetro d1/d2 es pequeña, usualmente entre 0.4 y

0.55. Debido a las angostas aspas, estos ventiladores son estructuralmente fuertes, pueden trabajar a altas velocidades, y

producir altas presiones. Estas unidades pueden ser usadas para soplar (presiones positivas) o como aspiradores (presiones negativas).

APLICACIONES DE SOPLADORES Y ASPIRADORES DE ALTA

PRESION

Estas son algunas aplicaciones para estos sopladores y exhostos de alta

presión:

Transporte neumático de granos agriculturales (maíz, ojuelas, cebada, trigo, arroz) y otros materiales.

Aireación de agua de desecho, hierro fundido y otros fluidos. Central de aspiración de sistemas de limpieza.

Empuje de gas.

Aire de combustión. Varios procesos industriales.

SOPLADORES DE PRESION CON ASPAS RADIALES

Discutamos algunos ejemplos de tales so0pladores y exhostos de

presión. La figura 7.32 muestra una típica rueda de soplador turbo que fue diseñada para transporte neumático. Esta tiene un diámetro exterior

de aspa de 26 in, plato trasero, una cubierta y 14 aspas radiales, los ángulos de aspa están a 90ºº en el filo principal así como en el extremo

del aspa. El ancho de aspa varía de 1 ¾ en el filo principal a 7/8 en el

extremo del aspa. La relación de diámetro es 0.5.

FIG 7.32: Rueda de soplador turbo con una relación de diámetro de 0.5

y 14 aspas axiales de 1 ¾ a 1 in de diámetro. Cada aspa tiene lámina doblada para remachar al plato trasero y pequeñas lengüetas que

encajan dentro de ranuras en la cubierta para aseguramiento.

SOPLADORES DE PRESION CON ASPAS ABRUPTAS BI

Como se mencionó previamente, un ángulo de 90º en el filo principal resultó en unas pobres condiciones de flujo. La eficiencia de sopladores

de presión, por lo tanto, puede ser mejorada más adelante si las aspas

no son estrictamente radiales, pero de alguna manera inclinadas hacia atrás, por lo cual el ángulo de aspa en el borde principal es más

favorable. Estas todavía siguen siendo aspas planas no tan caras, pero en ángulo de aspa en el extremo es de 65º a 75º envés de 90º.

El aspa es extendida hacia adentro hasta que el ángulo de aspa en el filo

principal es de unos 30º para unas condiciones tangenciales de flujo más cercanas en el filo principal. Esto incrementará la eficiencia máxima

de 70 o 71 porciento a algo como 79 porciento, sin pérdida en la máxima presión estática producida.

La figura 7.33 ilustra este mejoramiento. Esta muestra una comparación

del rendimiento para dos sopladores turbo de 18 in, teniendo ambos relación de diámetros de 0.45 y anchos de aspa variando desde 3 a 2 in.

Ambos sopladores usan el mismo alojamiento de hélice y ambos están

directamente manejados por un motor a 10 hp y 3500 rpm, resultando una velocidad extrema de 16500 fpm. Un soplador tiene doce aspas

radiales (líneas punteadas), el otro tiene 10 abruptas aspas BI, con los ángulos de aspa variando de 30º a 70º (líneas sólidas). Usted notará

que las aspas BI dan como resultado un incremento del 2 porciento en

la presión estática máxima, es un incremento en el volumen de aire del 10 al 18 porciento, en una reducción en la potencia HP del freno de un 8

porciento, y en un incremento de eficiencia máxima pero todavía más en presiones más bajas. La presión máxima para las aspas BI es 23.9 in

WC. La figura 7.33 muestra el considerable mejoramiento en el

rendimiento obtenido con aspas BI sobre aspas radiales.

FIG 7.33: Rendimiento de dos sopladores turbo de 18 in, manejo directo

desde un motor de 10 hp y 3500 rpm. Relación de diámetros = 0.44, aspas de 3 a 2 in de ancho, ángulos de aspas de 30º a 70º (líneas

sólidas) y de 90º a 90º (líneas punteadas).

FIG 7.34: (a) una rueda de soplador a presión de 54 in con cubierta

girada, relación de diámetros de 0.54, 18 aspas BI, ancho de 6 ½ a 4 7/8, ángulos de aspa de 31º a 64º. (b) un soplador a presión de 54 in

mostrando el alojamiento de la hélice con descarga angular y entrada y salida de alojamiento. (c) un soplador a presión de 54 in mostrando el

alojamiento de la hélice con descarga angular, salida del alojamiento y

lado de conducción con apoyo y eje.

Otro ejemplo de soplador a presión es mostrado en la figura 7.34. Esta

unidad tiene un diámetro de rueda de 54 in, tres veces más grande que el de 18 in que acabamos de discutir. Es manejado directamente por un

motor de 150 hp, 1140 rpm, lo que es aproximadamente 1/3 de 3500 rpm usadas en la unidad de 18 in. Esto significa que la velocidad en el

extremo es aproximadamente igual para las dos unidades. El soplador de 54 in tiene una relación de diámetros de 0.54, 18 aspas planas BI,

con ancho de 6 ½ a 4 7/8, con ángulos variando desde 31º a 64º. Debido a que la unidad de 54 in tiene aproximadamente la misma

velocidad en el extremo que la de 18 in, las dos unidades, de acuerdo con las leyes de los ventiladores producirá la misma presión estática si

los dos sopladores están en proporción geométrica. En realidad, el

soplador de 54 in produce una presión estática máxima de solo 20 in WC (aún teniendo 18 aspas BI, mientras que el soplador turbo de 18 in

tiene solo 10 aspas BI). Comparando con los 23.9 in WC producidos por

la unidad de 18 in la deficiencia de 16% en la presión estática máxima

es causada por algunas desviaciones en la proporcionalidad geométrica, como por ejemplo la relación del diámetro tan grande (aspas más

cortas) y ángulo de aspa más bajos en el extremo (64º envés de 70º).

Otro ejemplo de la alta presión turbo blower está en la figura 7.35. Esta

figura muestra dos vistas de una unidad con diámetro de rueda de 25 in, DIDW, manejado directamente por un motor de 50 hp y 3500 rpm.

La rueda del blower tiene un d1/d2 de 0.55 y 15 aspas radiales, 3 a 3 en ancho, en cada lado. Esta unidad entrega 4000 cfm contra 24 oz/in² =

41.5 in WC (1 oz/in² = 1.73 in WC). Tiene una velocidad en el extremo de 22910 fpm. Tratemos de comparar las presiones estáticas máximas

de esta unidad y de las del blower de 54 in que acabamos de discutir, a pesar de que esta rueda de 25 in tiene 15 aspas radiales, mientras que

el de 54 in tiene 18 aspas BI. Aplicando el cuadrado de la relación de las dos velocidades a la presión estática máxima del blower de 54 in,

obtenemos:

(22910/16120)² * 20 = 40.4 in WC

Lo cual es cercano al 41.5 in WC producido por este blower de 25 in.

COMPRESORES TURBO

Los sopladores de presión y los sopladores turbo, como se discutió

anteriormente, producirán presiones estáticas por encima de 50 in WC. Para algunas aplicaciones se necesitarán hasta presiones más altas. Hay

tres maneras de producir estas altas presiones: incrementar la velocidad, dos sopladores separados conectados en serie, y sopladores

turbo multigraduales. Discutiremos estos tres métodos:

El incremento en la velocidad, lo cual da como resultado el incremento en la velocidades extremas y presiones más altas, puede ser obtenida

mediante conducción de correa o (para velocidades todavía más altas)

manejo del engranaje, utilizando relaciones de velocidad por encima de 4.5. La figura 7.36 muestra un ejemplo de un soplador/extractor turbo

con manejo de engranaje. El impulsor de 17 3/8 in o.d., tiene diez aspas curvadas hacia atrás, como se muestra en la figura 7.36 a. El

alojamiento de la hélice está montado a la caja de engranaje, como se

muestra en la figura 7.36 b. Diferentes cajas de engranaje son utilizadas para producir diferentes velocidades de sopladores, variando desde

6000 hasta 11000 rpm. Con una velocidad de motor de 3450 rpm, los radios de engranaje correspondientes varían de 1.8 a 3.2. Las unidades

consumen por encima de 100 hp.

La figura 7.37 muestra el rendimiento como un soplador; la figura 7.38

muestra el rendimiento como un exhosto. El soplador produce presiones por encima de 8.3 psig = 230 in WC (1 psi = 27.7 in WC). El exhosto

produce aspiraciones o vacíos por encima de 10.9 in Hg = 148 in WC (1 Hg = 13.6 in WC). La razón de un vacío menor será explicada luego. Es

acostumbrado medir las presiones alta en libras por pulgada cuadrada (psi) y vacíos altos en pulgadas de mercurio (in Hg).

Ocho libras por pulgada cuadrada (8 psi) realmente es una presión alta,

considerando que la presión atmosférica en la tierra es igual a 14.7 psi. Un soplador produciendo 8 psi, por lo tanto, sumará 54% de la presión

de la atmosférica. Estas unidades de alta presión, comúnmente llamadas turbo compresores, tienen buenas eficiencias (80 a 85%), mejor que las

unidades multigraduales. Debido a las altas velocidades extremas, los

niveles de ruido son altos, pero son reducidos por medio de silenciadores. El chorro de aire que abandona la unidad es caliente,

debido a la compresión adibática, con temperaturas alcanzando de 60 a 80ºF.

En orden de prevenir velocidades de trabajo excesivas, como niveles de

ruido, y para permanecer produciendo tales altas presiones, podemos usar dos sopladores turbo en serie, como se muestra en la figura 7.39.

Conectando la salida del primer soplador a la entrada del segundo soplador, las dos presiones estáticas se adhieren, y el total producido

será alrededor del doble. (Como se mencionó antes, dos ventiladores en paralelo doblarán el volumen de aire, mientras que dos ventiladores en

serie doblarán la presión).

FIG 7.36: Sopladores turbo (exhosto) de alta presión (vacío), de 6000 a 11000 rpm. (a) impulsor, 17 3/8 in, o.d. (b) ensamblamiento de

alojamiento, impulsor y caja de engrane, (cortesía de Invicible Air Flow

Systems, Baltic, Ohio).

Otro método para producir presiones estáticas más altas (sin velocidad y

ruido excesivo) son los sopladores multigraduales turbo, como se

muestra en la figura 7.40 hasta la 7.42. En estas unidades, como puede ser visto, el chorro de aire fluye radialmente hacia afuera

repentinamente, por lo tanto haciendo varios giros de 180º. Esto trae como resultado eficiencias menores, pero la presión producida puede ser

aumentada simplemente adhiriendo más graduaciones. Una unidad típica es mostrada en la figura 7.40. Esta tiene seis graduaciones y

ruedas de soplador de 8 in o.d., con trece aspas radiales, con anchos de 7/16 a 7/16 in. La razón del diámetro es 0.4. Un estator es localizado

entre cada dos ruedas del soplador. El estator tiene 10 paletas curvadas. La unidad está manejado por un motor shoded-pole, ¼ hp,

3300 rpm. Este entrega 30 cfm contra 13 in WC, pero la presión estática máxima producida es 15 in WC, o un promedio por graduación de 2.5 in

WC (las primeras graduaciones producen menos, las últimas graduaciones producen más). La velocidad extrema es de 6900 rpm.

Una figura importante es la razón del diámetro del alojamiento para el

diámetro de aspa fuera. Esto es llamado la razón difusa debido a que indica el espacio radial disponible más allá del aspa extrema para el flujo

de aire, para difundir antes de hacer un giro interior de 180º. Este soplador turbo de 8 in, mostrado en la figura 7.40, fue diseñado para

ser compacto y de bajo costo. Este tiene una razón difusa de solamente 1,2; lo cual resulta en baja eficiencias. En unidades mayores,

consumiendo por encima de 10000 HP, las buenas eficiencias son importantes, y largos pasajes difusadores están provistos, resultando en

una razón de 1.5 a 2.0.

FIG 7.37: Rendimiento de un soplador turbo de alta presión a 12

velocidades diferentes (cortesía de Invicible Air Flow Systems, Baltic, Ohio).

Como se mencionó previamente, la presión máxima producida por

graduación por este soplador turbo de 8 in es 2.5 in WC y la velocidad

extrema es de 6900 fpm. Trataremos de comparar esto con el soplador

turbo de 18 in con aspas radiales que tiene una velocidad extrema de 16500 fpm y produce una presión máxima de 23.3 in WC. Aplicando el

cuadrado de la razón de las dos velocidades extremas a la máxima presión estática producida por el soplador de 18 in, obtenemos:

(6900/16500)² * 23.3 = 4.1 in WC

FIG 7.38: Rendimiento de un exhosto turbo de alto vacío a 12

velocidades diferentes (cortesía de Invicible Air Flow Systems, Baltic, Ohio).

FIG 7.39: Dos sopladores turbo, manejados directamente desde una extensión del motor de eje doble, conectados en serie por un ducto

externo (cortesía de Andritz Sprout-Bawer, Mancy, Pa).

FIG 7.40: Soplador turbo de seis etapas con manejo directo de motor

monofácico de inducción, ¼ hp, 3300 rpm, 8 in de diámetro de rueda,

razón de diámetro de 0.4, 13 aspas radiales, ancho de 7/16 in, razón de difusor de 1.2.

FIG 7.41: Ventilador turbo de cuatro etapas, manejado desde un motor de 300 hp, diámetros de rueda de 26 in, 4800 rpm, para transporte de

granos (cortesía de Christianson Systems inc, Blomhest, Minn).

FIG 7.42: Rendimiento de un soplador turbo de 26 in a 4800 rpm, razón

de diámetro de 0.50, 14 aspas radiales, razón de difusor de 1.4.

Encontramos que los 2.5 in WC por etapa producidos por el soplador de

8 in distan mucho de los 4.1 in WC producidos por el soplador de 18 in

después de la conversión para tamaño y velocidad. Hay tres razones para esta presión máxima más baja:

1. La menor razón de difusión del soplador de 8 in.

2. La configuración multietapa del soplador de 8 in con vueltas de 180º, lo cual resultaría en pérdidas para grandes razones de difusión.

3. El tamaño más pequeño del soplador de 8 in, lo cual es normalmente de cualquier forma menos eficiente.

La figura 7.41 nos muestra un soplador turbo de 4 etapas, de 26 in para manejo neumático de granos y otros materiales. Las ruedas tienen

aspas radiales, como se muestra en la figura 7.32. Trabaja a 4800 rpm, manejado por correa desde un motor de 300 hp y 2400 rpm. Todas las

partes (motor, blower, ciclón para soplar y cargar, y varios accesorios) están montados en un trailer de 4 ruedas para transportarlo fácilmente.

La figura 7.42 muestra el funcionamiento de un turbo blower de 26 in a

4800 rpm para 1, 2, 3 y 4 etapas. Muestra como la suma de etapas afecta el funcionamiento.

# etapas 1 2 3 4

SP máx (en in WC) 75 152 231 312

Diferencia en SP 77 79 82

Usted notará que la presión estática máxima se vuelve un poco mayor

en proporción con el número de etapas porque la densidad del aire se vuelve algo más grande luego de cada etapa.

La figura 7.43 muestra un turbo blower de 8 in de 3 etapas que fue

usado para inflar las bolsas flotantes de un tanque de guerra para hacerlo anfibio. Trabaja a 8000 rpm con conducción directa de un motor

de 3 hp. La figura 7.44 muestra el funcionamiento de esta unidad. Entrega 150 cfm contra 50 in WC. Aquí la alta presión estática es

obtenida por una combinación de diseño “multistage” además de velocidad aumentada.

La figura 7.45 presenta un esquema de una rueda de un ventilador

centrífugo para una aspiradora. Estas ruedas usualmente tienen de 6 a

8 aspas, 5 o 6 en diámetro externo y aproximadamente ¼ de ancho. Estas aspas usualmente tienen curvatura trasera fuerte con ángulos de

aproximadamente 35º en el borde de ataque y de 53º a 40º en el

extremo. Estos exhostos para aspiradoras tienen 1 o 2 etapas y son

directamente manejados por motores universales de fase simple de ½, ¾ o 1 hp, corriendo en un punto entre 16000 y 24000 rpm. La velocidad

del motor varía considerablemente entre entrega libre y entrega cero, usualmente cerca de los 4000 rpm. Hay varías formas de probar las

aspiradoras, como se explicará en el capitulo 19. Una aspiradora típica

entregará 40 cfm contra 40 in WC con una eficiencia máxima del 40 a 45%.

PRESION ALTA Vs ASPIRACION ALTA

La mayoría de los extractores producen presiones máximas de 5 a 15 in

WC y funcionan casi igual sin importar si están soplando o extrayendo. No obstante, esto ya no es cierto para unidades de alta presión que

acabamos de discutir. Aquí, la densidad de aire se vuelve mayor que 0.075 Lb/ft (exp 3) cuando sopla, pero menor que 0.075 Lb/ft (exp 3)

cuando extrae, y esto resulta en presiones más altas y aspiraciones menores. No obstante la relación de presión es la misma en cualquier

forma. Esto puede ser expresado matemáticamente (usando 1 atm =

407 in WC):

(407+P)/407 = 407/(407-V)

Donde P y V son la presión y aspiración en pulgadas de columnas de agua. Al resolver la ecuación, obtenemos:

V = 407P/407+P

La figura 7.46 presenta la ecuación 7.19 gráficamente como una curva

que muestra la aspiración máxima producida por un exhosto Vs la presión máxima obtenida por esa unidad usada como soplador. Usted

notará que la deficiencia (diferencia entre la línea recta y la curva) es despreciable para presiones de hasta 20 in WC, pero se vuelve más y

más importante a medida que nos vamos a presiones mayores.

DOS VENTILADORES CENTRIFUGOS EN PARALELO

Como se mencionó antes, dos ventiladores centrífugos son usados

ocasionalmente cuando el volumen del aire requerido es mayor que bel disponible de cierto tamaño de ventilador. Usando dos ventiladores en

paralelo, envés de un más grande, tenemos las siguientes ventajas:

1. Cuando el aire es soplado hacia un espacio grande, como un deposito

para guardar y secar grano, se puede obtener una distribución más pareja.

2. Si un motor falla, al menos se podría usar el otro ventilador. De hecho, un segundo ventilador es usualmente usado como standby,

bien sea para tenerlo como garantía o para una eventual ampliación, debido a un cambio en el sistema (una mina) puede ser adelantado.

3. Dos ventiladores pequeños pueden caber en el espacio disponible, mientras que uno más grande puede que no quepa. Estas

condiciones son algo similares a aquellas de un ventilador DIDW remplazando un sistema SISW más grande.

4. Dos ventiladores y motores pequeños consumirán menos energía, particularmente si operaran en el rango de funcionamiento eficiente,

mientras que uno grande puede que no.

Los ventiladores AF, BC y BI son seguros para operar en paralelo. Los

ventiladores no son recomendables, ya que hay riesgo de inestabilidad (caída en la curva de presión) o de condiciones de resonancia.

CONTROL DE VOLUMEN

En muchas instalaciones, el ventilador es seleccionado para

requerimientos de máxima salida, y proveen medios para que el flujo pueda ser producido de vez en cuando, ya sea manualmente o

automáticamente. Una discusión de los tres métodos más comunes para alcanzar esto es presentada a continuación.

VELOCIDAD VARIABLE: Este método puede ser aplicado a cualquier ventilador. El efecto de

reducción de velocidad en la curva de presión-volumen de un ventilador BC se muestra en la figura 7.47. Como se mencionó anteriormente,

cada punto en la curva sigue las reglas de ventilación y se mueve a lo largo de un sistema parabólico. La eficiencia permanece igual, y no hay

riesgo de alcanzar un rango de funcionamiento inestable (el caso del

FC). Otra ventaja de este método de reducción de flujo es la economía de energía, debido a que la potencia de frenado varía con la tercera

potencia de la velocidad. Una tercera ventaja es que el nivel de ruido es correspondientemente reducido, debido a la reducción de la velocidad.

La desventaja de este método es que usualmente el primer costo es

muy alto, especialmente si se requiere una variación continua.

AMORTIGUADORES DE SALIDA AJUSTABLES: Un mecanismo similar a un interruptor es ubicado a la salida del

ventilador. El efecto de tal estrangulamiento en la curva de presión volumen en el FC es mostrado en la figura 7.48. Comparando con los

otros dos métodos, los ahorros en consumo de energía son algo menores, pero este método es el más simple en la construcción y el más

bajo en el nivel de primer costo. Por lo tanto es generalmente el más usado para reducción de flujo aún en tamaños pequeños, donde los

ahorros de energía son pequeños en cualquier rango. Para tamaños medianos y grandes, se comparte con los otros dos métodos.

PALETAS DE ENTRADA AJUSTABLES: No solamente las paletas ajustables estrangulan el flujo, también le dan un movimiento espiral al aire entrante en la dirección de rotación del

ventilador, lo que resulta en reducción del volumen de aire, presión estática y potencia de frenado. Este método está en algún lugar entre

los otros dos. Las paletas de entrada tienen la ventaja adicional de actuar como guías del aire y por lo tanto produciendo condiciones

predeterminadas de flujo de tal forma que las molestias debidas a la

turbulencia de la entrada, causada algunas veces por las cajas de entrada, codos y otras obstrucciones son minimizadas.

Las paletas de entrada pueden ser también utilizadas para aumentar,

envés de reducir, la salida de un ventilador centrífugo. En este caso, tienen que producir un giro en la entrada opuesto a la rotación del

ventilador. No obstante, esto resultará en una mayor potencia del motor, y en una reducida eficiencia del ventilador. Este método ha sido

ocasionalmente utilizado en unidades grandes para ventilación de minas

si la velocidad de funcionamiento no puede ser aumentada, o por

razones estructurales o de otro tipo.

RESUMEN:

Hemos discutido 12 tipos de ventiladores centrífugos, todos con el mismo principio de operación pero con grandes diferencias en su diseño,

apariencia y funcionamiento. La tabla 7.4 muestra algunos datos típicos

para estos 12 tipos de ventiladores.

CAPITULO VIII

SELECCION DEL VENTILADOR, VELOCIDAD ESPECIFICA Y

EJEMPLOS.

SELECCION DE VENTILADORES DE FLUJO AXIAL

El capitulo 4 de ventiladores de flujo axial, tenía una sección de selección. Debido a que solo hay tres tipos de ventiladores de flujo axial

(propulsor, tubeaxial y de aspa axial), la decisión sobre que tipo de ventilador seleccionar para cierta aplicación es fácil. Si el aire debe

moverse a través de una pared, sin necesidad de ducto, y si la presión estática necesaria es menor que 1 in WC, la solución obvia es un

impulsor, el menos caro de todos los ventiladores. Si es necesario un

ducto, el mejor podrá ser tanto el tube axial como el de aspa axial. Si el ducto es corto, y de no más de 2 ½ in WC de presión estática para

contrarrestar la resistencia, un tubeaxial será el adecuado, particularmente si el ventilador extrae del sistema de tal forma que el

giro de aire pasado por el ventilador no será problema. Para presiones estáticas mayores de 1 o 2 in WC, sería mejor un ventilador de aspa

axial (tabla 4.2). los rangos de presión estática de los tres tipos de ventilador de flujo axial se sobreponen, y la decisión usualmente será

tomada basados en costos primarios Vs costos de operación.

SELECCION DE VENTILADORES CENTRIFUGOS

Para ventiladores centrífugos, la selección es más complicada, en parte

porque son 12 clases (tabla 7.4) envés de tres, y en parte porque algunos tipos pueden tolerar corrientes de aire calientes o contaminadas

(polvo o material granular) y algunos solo manejan aire limpio o gas. Algunos de estos doce tipos pueden ser eliminados por condiciones de

contaminación en algunas aplicaciones. Esto acortará la lista de 12 a 5, talvés 6. A medida que escogemos entre estos tipos con sus rangos

sobreponiéndose nuevamente, usualmente varios tipos y tamaños serán

posibles para una cierta aplicación.

Pata empezar retomemos la secuencia flujo axial, flujo mixto, centrífugo (AF, BC, BI, RT, RB, FC), soplador turbo y multietapas indica la “trena”

general de una relación presión-volumen creciente (SP/cfm) o una

relación volumen-presión (cfm/SP) decreciente. Además, de acuerdo con las leyes de los ventiladores, un aumento en la velocidad aumenta la

presión estática más que el volumen de aire, mientras que un aumento en el diámetro de la rueda D aumenta el volumen del aire más que la

presión estática. Además, para ventiladores de presión favoreceremos ventiladores de flujo axial y bajas velocidades combinados con gran

tamaño. Esto significa que los ventiladores de flujo axial pueden ser usados en aplicaciones de alta presión. Significa que requerirán una

mayor velocidad en el extremo que los ventiladores centrífugos y así producir la misma presión estática.

También consideremos que los ventiladores de flujo axial y flujo mixto

ofrecen un flujo derecho, mientras que los centrífugos son en ángulo recto. Una de estas configuraciones podría ser conveniente para una

aplicación específica.

El problema se presenta ahora a sí mismo de la siguiente manera:

conociendo el volumen de aire requerido, presión estática y la configuración de flujo de aire preferido. Qué tipo de tamaño de

ventilador y que velocidad puede ser seleccionada?. Como se mencionó hay más de una respuesta para esta pregunta, debido a que los rangos

de varios ventiladores están traslapados, hasta en la misma velocidad y tamaño, hasta ese entonces una decisión sobre ambos, tamaño y

velocidad, puede ser tomada. El ingeniero de ventiladores podría entonces estudiar los rangos de las tablas de varios manufacturadores

de ventiladores, para así hacer una buena selección. Un procedimiento

más metódico está basado en el concepto de velocidad específica Ns.

VELOCIDAD ESPECIFICA Ns, DIAMETRO ESPECIFICO Ds

La velocidad específica Ns es un número característico, no una velocidad

de funcionamiento. Este puede ser calculado de una fórmula que se deriva de las leyes de los ventiladores:

Ns = rpm * (cfm) exp ½

(SP) exp ¾

La velocidad específica está definida como la velocidad a la cual cierto

modelo de ventilador, con un funcionamiento convertido por tamaño y velocidad, tendrá que operar en orden de entregar 1 cfm contra una

presión estática de 1 in WC. En otras palabras, si el volumen de aire requerido y la presión estática requerida fueran convertidas con las

leyes de los ventiladores para ventiladores geométricamente similares en un cierto pequeño tamaño (llamado el tamaño específico Ds) y a una

cierta alta velocidad (llamada la velocidad específica Ns), este modelo de ventilador entregará entonces 1 cfm contra una presión estática de 1

in WC. Obviamente tal modelo de ventilador será muy pequeño para propósitos prácticos. Su tamaño puede ser calculado de la siguiente

fórmula:

Ds = D * (SP) exp ¼

(cfm) exp ½

Algunas calculadoras proveen los medios para elevar un número a cualquier exponente deseado.

La velocidad específica puede ser considerada una herramienta

matemática (más que una velocidad de trabajo actual) para determinar el tipo de ventilador para ser usado para una cierta aplicación. Para

nuestra conveniencia, la ecuación (8.1) es más útil de la siguiente manera:

R = Ns/rpm = (cfm) exp ½

(SP) exp 3/4

Notemos que la razón R = Ns/rpm, clasifica a los ventiladores de

acuerdo a su razón de volumen de presión o, para ser más precisos, con respecto a su razón (cfm) exp ½ / (SP) exp ¾, lo cual es más

significante. Para ventiladores de volumen la razón R será grande, para

ventiladores de presión será baja. Ns y Ns rpm, varían sobre un amplio

rango, como se muestra en la siguiente información (tabla).

Las figuras 8.1 y 8.2 son gráficas que muestran la relación R = Ns/rpm como una función del volumen de aire y presión estática. Estas gráficas

permiten rápida determinación de la relación R si el volumen de aire y la

presión estática (usualmente en el punto de máxima eficiencia) son dadas. Déjenos ahora dar un número de ejemplos típico, ilustrando la

selección y aplicación de los ventiladores.

EJEMPLOS PARA LA SELECCION Y APLICACION DE VENTILADORES

Ejemplo 1: Suponga que un cliente desea un ventilador pequeño para

enfriamiento electrónico, manejo directo, para entregar 44 cfm

contra una presión estática de 2 in WC en el punto de máxima eficiencia. La ecuación 8.3 o la figura 8.1 muestran que la relación R

será R = Ns/rpm = 3.44. Si una potencia eléctrica de 400 Hz está disponible, podemos usar un motor de dos polos trabajando a 21,000

rpm, entonces la velocidad específica será Ns = 3.94 * 21,000 =

84,740. La tabla 8.1 muestra que un ventilador de aspa axial de una etapa será una buena selección.

Para determinar el tamaño de este ventilador de aspa axial, refiérase a

la figura 4.42, la cual muestra el funcionamiento de dos VAF de 29 in trabajando a 1750 rpm. Utilicemos las leyes del ventilador para un

método de ensayo y error. Tratemos un diámetro de rueda de 2 in y convertir para tamaño y velocidad como se muestra:

2 in 29 in 29 in

21,000 rpm 21,000 rpm 1750 rpm 44 cfm 134,140 cfm 11,178 cfm

2 in WC SP 421 in WC SP 2.92inWC SP

FIG 8.1. Este gráfico muestra la relación R = velocidad específica/rpm del ventilador como una función de volumen de aire y presión estática

para ventiladores pequeños.

FIG 8.2: Este gráfico muestra la relación R = velocidad específica/rpm del ventilador como una función de volumen de aire y presión estática

para ventiladores grandes.

El punto 11,178 a 2.92 in WC SP está bastante cerca de los rendimientos mostrados en la figura 4.42, pero está algo por encima de

las dos curvas. Tratemos un ventilador de aspa axial de 2 ¼ in:

2.25 in 29 in 29 in 21,000 rpm 21,000 rpm 1750 rpm

44 cfm 92,210 cfm 7851 cfm 2 in WC SP 332 in WC SP 2.31inWC SP

El punto 7851 cfm a 2.31 in WC SP, está de alguna forma debajo de las

dos curvas. Esto está bien. Esto cuidará de la realidad que un ventilador mucho más pequeño entregara un poco menos que lo acordado en las

leyes del ventilador. Este también proveerá un buen margen de seguridad. Una relación hub-tip de alrededor 0.55 será la mejor, por lo

tanto operaremos cerca del punto de máxima eficiencia.

Ahora será interesante determinar cual será el diámetro específico Ds (a

pesar que no necesitamos esta figura) y chequear si el diámetro específico Ds y la velocidad específica Ns entregarán 1 cfm a una

presión estática de 1 in WC, o si no lo harán, como se afirmo en la definición anterior. De la ecuación 8.2 obtenemos:

Ds = 2.25 * (2) exp ¼ = 2.25 * 1.189 = 0.404 in

(44) exp ½ 6.63

Tabla 8.1: rangos de velocidad específica y otras características de

varios tipos de ventiladores.

Usando nuevamente las leyes de los ventiladores obtenemos:

2 ¼ in 2 ¼ in 0.404 in

21,000 rpm 82,740 rpm 82,740 rpm

44 cfm 173 cfm 1.001 cfm 2 in WC SP 31 in WC SP 0.999inWCSP

resumiendo, encontramos en este ejemplo 1 lo siguiente:

1. La velocidad específica Ns es muy alta (82,740 rpm). No es una velocidad actual de trabajo, es solo una herramienta matemática

para determinar el tipo de ventilador que nos dará el volumen de aire y la presión estática deseada.

2. El diámetro específico Ds es muy pequeño (0.404 in) nuevamente, no es un diámetro de ventilador real, solamente una herramienta

matemática. 3. Si el diámetro del ventilador fuera Ds, y la velocidad de trabajo fuera

Ns, este ventilador teórico entregaría 1 cfm a una presión estática de 1 in WC, por definición.

Ejemplo 1ª: hemos encontrado que para nuestro requerimiento de 44 cfm contra una presión estática de 2 in WC, la relación r = Ns/rpm =

3.94. Ahora supongamos que 400 Hz de potencia eléctrica no son

disponibles, solo una potencia de 60 Hz está disponible. La más alta velocidad de trabajo será entonces 3500 rpm, nuevamente para un

motor de dos polos. Ahora tenemos una velocidad específica de Ns = 3.94 * 3500 = 13,790, una figura típica para un soplador turbo de

una solo etapa. Esta, entonces será nuestra selección para estas condiciones cambiantes. Para determinar el diámetro de rueda de

este soplador turbo, nos referimos a la figura 7.33 mostrando el funcionamiento de un soplador turbo de 18 in a 3500 rpm. Usando

las leyes de los ventiladores y tratando con un diámetro de rueda de 5 ½ in obtenemos:

5 ½ in 18 in

3500 rpm 3500 rpm 44 cfm 1542 cfm

2 in WC SP 21.4 in WC SP

El punto 1542 cfm a 21.4 in WC SP viene cerca de la línea sólida en la

figura 7.33. Para un margen de seguridad mayor, usemos un diámetro de rueda de 5 5/8 in.

Al comparar las dos selecciones del ejemplo 1 y 1ª, notamos lo

siguiente:

1. El soplador turbo de 5 5/8 in será mayor en tamaño que el ventilador

de aspa axial de 2 ¼ in, pero producirá un nivel de ruido menor, debido a su mucha más baja velocidad extrema (5154 contra 12,370

fpm). 2. Al perder el impulso de presión de influencia de la mayor velocidad,

tenemos que compensar esta pérdida seleccionando un tipo de ventilador que inherentemente tiene una relación de presión-

volumen mayor.

Ejemplo 2: Un ventilador debe ser seleccionado para despachar

10000 cfm contra una presión estática de 4 in WC y para ser manejado directamente por un motor de 10 hp, 1150 rpm. Bajo

ninguna condición el ventilador debe sobrecargar el motor, y el nivel

de ruido debe ser menor que 83 db. De la ecuación 8.3 o de la figura 8.2 obtenemos R = 35.4. La velocidad específica Ns, por lo tanto, es

Ns = 35.4*1150 = 40,710. La tabla 8.1 muestra que este será un ventilador centrífugo con aspas AF, CB, BI o GC. La aspas FC tendrán

que ser eliminadas debido a que ellas probablemente sobrecargarán el motor en un rango cerca al de entrada libre. Aspas AF, BC y BI,

como se mencionó previamente, no tienen sobrecargas en las curvas de potencia HP del freno, entonces cualquiera de estas estará en los

requerimientos de no sobrecarga de motor. Nosotros seleccionaríamos las aspas BI ya que son más económicos que los BC

o los AF. Miramos el catalogo Ammerman BIB (aspas inclinadas hacia atrás) y encontramos que su ventilador BI de 30 in entregará 10,360

cfm contra una presión estática de 4 in WC para manejo con correa a 1194 rpm mientras consume 9.31 bhp. Para manejo directo el bhp

será de 5 a 10 porciento menor, como se menciona en la página 7.2

El catálogo de Ammerman afirma específicamente que los valores de bhp mostrados incluyen las pérdidas por manejo de correa. La

mayoría de los otros catálogos afirman que sus valores de bhp no

incluyen las pérdidas por manejo de correa. También encontramos

que nuestro punto de operación de 10000 cfm contra una presión estática de 4 in WC está cerca a su punto de máxima eficiencia. La

velocidad extrema será 8960 fpm, indicando que los requerimientos de nivel de ruido también se cumplirán.

Ejemplo 2ª: Si el ventilador va a ser instalado en una ruidosa fábrica

donde los requerimientos de nivel de ruido pueden ser olvidados, nosotros seleccionaríamos un ventilador centrífugo BI de 24 ½ in a

1750 rpm. Este ventilador tendrá una velocidad específica Ns = 35,4 * 1750 = 61.950, la cual permanece en el rango para un ventilador

centrífugo BI. Este ventilador será menos costoso, debido al tamaño menor y a la velocidad del motor mayor, pero el catálogo

Ammerman indica que este ventilador no operará cerca de su punto máximo de eficiencia. Este entregará 10,410 cfm a una presión

estática de 4 in WC, trabajando a 1750 rpm y consumiendo 11,77 bhp con manejo de correa. El bhp es alto, debido al tamaño menor

(alta velocidad de salida) y debido a la menor eficiencia del ventilador en este punto de operación. El bhp será muy alto para un

motor de 10 hp, hasta después de haber sido reducido por manejo

directo. Una pequeña reducción en el ancho del aspa tendrá que ser hecha por lo cual el motor de 10 hp, 1750 rpm, será el adecuado. La

velocidad extrema para este ventilador de 24 ½ in a 1750 rpm será de 1150 fpm, lo cual es 35% mayor que la velocidad extrema de

8960 fpm del ventilador de 30 in a 1150 rpm, entonces el nivel de ruido será alrededor de 5 db mayor (ver ecuación 5.13). La curva

del no sobrecargado bhp será conservada.

Ejemplo 3: Un ventilador barato será seleccionado para que

entregue 900 cfm contra una presión estática de 1.5 in WC cuando se maneja directamente por un motor a 1750 rpm. Este ventilador

será construido dentro de un calentador de aire industrial y deberá ser compacto, ya que el espacio disponible es estrecho. El consumo

de poder y nivel de ruido, en la otra mano, son de importancia

secundaría. De la ecuación 8.3 o de la figura 8.2 obtenemos R = 22.1. Para 1750 rpm, la velocidad específica es Ns = 22.1*1750 =

38,734. La tabla 8.1 muestra que este será un ventilador centrífugo

con aspas AF, BC, BI o FC. Debido a que la compactes y bajo costo

son requeridos, nosotros seleccionamos un ventilador centrífugo FC.

Para determinar el diámetro de rueda de este ventilador FC, nos referimos a la figura 7.31, mostrando el funcionamiento de un ventilador

centrífugo FC de 27 in a 570 rpm. Usando nuevamente las leyes de los

ventiladores y tratando con un diámetro de rueda de 8 in, obtenemos:

8in 27 in 27 in 750 rpm 1750 rpm 570 rpm

900 cfm 34,599 cfm 11,269 cfm 1.5 in WC SP 17.1 in WC SP 1.81in WCSP

El punto 11,269 cfm a 1.81 in WC SP viene cerca de la línea sólida en la

figura 7.51 y un poco por debajo de ella, este ventilador centrífugo FC de 8 in será satisfactorio. Este ventilador puede soplar dentro de rollos

calientes o extraer de ellos. Usualmente soplar es preferible, ya que así el ventilador manejará aire frío, y entonces se encargará de una mayor

masa de aire. Para determinar la potencia del motor, iremos a través de unos cálculos similares a los mostrados en la página 1.7.

Un ventilador centrífugo de 8 in tendrá un área de salida de 0.366 ft². La velocidad en la salida será entonces:

OV = 900/0.368 = 2459 fpm

Y las presiones correspondientes serán:

VP = (2459/4005) ² = 0.38 y TP = 1.5 + 0.38 = 1.88

La potencia del aire será entonces:

ahp = (900*1.88)/6356 = 0.266

Para pequeños ventiladores centrífugos FC, podemos esperar una

eficiencia máxima de 55 porciento, por lo que la potencia del freno será:

bhp = 0.266/0.55 = 0.48

Esto significa, para el punto de operación, que un motor de ½ hp a 1750

rpm será adecuado, pero deberíamos mejor usar un motor de ¾ hp a 1750 rpm, así el motor estará a salvo, aún si el ventilador deba operar a

una presión estática más baja, ya que los ventiladores centrífugos FC no tienen una curva sobrecargada de potencia de freno.

Ejemplo 3ª: Suponga que los requerimientos de compactes y bajo

costo son omitidos. Nosotros elijiríamos entonces un ventilador centrífugo con aspas BI (envés de FC), debido a que las aspas BI

resultarán en una curva de potencia de freno no sobrecargada. Entonces un motor de ½ hp a 1750 rpm sería el adecuado, pero el

diámetro de rueda deberá ser mayor. Para determinar este diámetro de rueda, nos referimos a la figura 7.13 mostrando el rendimiento de

un ventilador centrífugo de ala de 27 in a 1160 rpm. Un ventilador centrífugo BI tendrá un rendimiento similar, solamente la eficiencia

del ventilador será menor. Usando las leyes de los ventiladores y ensayando una rueda de diámetro de 12 ¼ in, obtenemos:

12 ¼ in 27 in 27 in

1750 rpm 1750 rpm 1160 rpm

900 cfm 9,637 cfm 6,388 cfm 1.5 in WC SP 7.29 in WC SP 3.2 in WC SP

El punto 6,388 cfm a 3.20 in WC SP está un poco por debajo de la

curva, entonces el ventilador centrífugo BI será satisfactorio.

Al comparar las dos selecciones para ejemplos 3 y 3ª, notamos lo siguiente:

1. El ventilador centrífugo FC será más compacto, y el ventilador en sí

(debido a la rueda de ventilador más pequeña, al igual que el alojamiento de la hélice) será más económico.

2. El ventilador centrífugo BI, con su no sobrecargada curva de potencia de freno, requerirá solamente un motor de ½ hp envés de un motor

de ¾ hp, entonces el costo total de las dos selecciones será

comparable. 3. En vista del procedimiento, el ventilador centrífugo FC más pequeño

será probablemente la selección preferible.

Ejemplo 4: Un ventilador DIDW para corriente de aire inducida debe

ser seleccionado para que maneje aire a 610º F a una altitud de 700 ft y bajo esas condiciones debe entregar 48,000 cfm contra una

presión estática de 4.5 in WC. Para corregir la presión estática a

densidad de aire estándar, necesitamos dos factores de corrección, uno para temperatura y uno para altitud. El factor de corrección de

temperatura es la relación de las dos temperaturas absolutas, que es (460+610)/(460+70) = 2.019. El factor de corrección para la altitud

puede ser obtenido de la tabla 1.1, por interpolación entre 0 y 1000 ft de altitud, como 29.92/29.178 = 1.0254. El producto de estos dos

factores de corrección es 2.019*1.0254 = 2.070. Este es nuestro factor de corrección total. Convertidas a densidad de aire estándar,

las especificaciones, por lo tanto, leerán 48000 cfm contra una presión estática de 2.070*4.5 = 9.32 in WC. Cada lado del ventilador

DIDW tendrá que integrar 24,000 cfm contra una presión estática de 9.32 in WC.

De la ecuación 8.3, obtenemos R = 29.04. Estimando una velocidad del

ventilador de 1140 rpm, obtenemos una velocidad específica Ns =

29.04*1140 = 33,110. De la tabla 8.1, notamos que esta velocidad específica puede ser obtenida por ventiladores centrífugos con aspas AF,

BC, BI, FC y RT. Los ventiladores RT son los mejores para corriente de aire inducida, como se mencionó en la página 7.33, por lo tanto está

será nuestra elección. Para determinar el diámetro de rueda, nos referimos a la figura 7.30 mostrando en líneas punteadas el

funcionamiento de un ventilador centrífugo RT de 27 in a 1140 rpm. Usando las leyes de los ventiladores y tratando con un diámetro de

rueda de 40 ¼ in, obtenemos:

40 ¼ in 27 in 1140 rpm 1140 rpm

24,000 cfm 7244 cfm 9.32 in WC SP 4.19 in WC SP

El punto 7244 cfm a 4.19 in WC SP está un poco por debajo de las líneas punteadas de la figura 7.30, indicando que hemos hecho una

selección satisfactoria. Esto es más adelante confirmado por la tabla 8.2,

mostrando el rendimiento de un ventilador centrífugo RT de 40 ½ in del

catálogo de Chicago Blower. Para 24,000 cfm a 9.32 in WC SP tenemos, por interpolación, 1182 rpm y 47.6 bhp. Dividiendo por el factor de

corrección 2.070, encontramos que las condiciones de operación actuales (610º F y 700 ft), 47. /2.070 = 23.0 bhp serán requeridas para

cada lado, o 46.0 bhp para el ventilador DIDW. Debido a que los

ventiladores centrífugos RT no tienen una curva sobrecargada de potencia de freno, nos gustaría tener un margen de seguridad en caso

de que la presión actual de operación deba ser de alguna manera más baja que la anticipada. Un motor de 50 hp, por lo tanto, será

seleccionado.

TABLA 8.2: Tabla de funcionamiento para un ventilador centrífugo RT de

40 ¼ in, conducido con correa.

Ejemplo 5: Un soplador a presión para sacar las partículas de polvo

de una pequeña rueda de madera debe ser seleccionado. Debe ser

manejado directamente por un motor eléctrico de 3500 rpm, y debe encargarse de 350 cfm contra una presión estática de 7 in WC. La

velocidad de salida debe ser de alrededor de 4000 fpm, por lo que las partículas molidas podrán ser transportadas a través del ducto de

salida. De la ecuación 8.3 o de la figura 8.1 obtenemos que, R =

4.347. Para una velocidad de trabajo de 3500 rpm, la velocidad específica es Ns = 4.347*3500 = 15,215. La tabla 8.2 muestra que

este será un ventilador centrífugo con aspas radiales. Para determinar el diámetro de rueda de este ventilador centrífugo RB,

nos referimos a las líneas discontinuas de la figura 7.33, mostrando el funcionamiento de un soplador turbo de 18 in a 3500 rpm. Usando

las leyes de los ventiladores y tratando un diámetro de rueda de 11

in, obtenemos:

11” 18”

3500 rpm 3500 rpm

350 cfm 1534 cfm 7” SP 18.7” SP

0.673 bhp 7.9 bhp

El punto 1534 cfm a 18.7 in WC SP está un poco por debajo de la línea

discontinua, entonces este ventilador centrífugo RB de 11 in sería una selección satisfactoria.

El soplador de presión de 18 in tiene un plato trasero y un cubridor,

pero el soplador a presión de 18 in solo tiene el plato trasero. La

cubierta será omitida por lo cual no habrá ningún material construyéndose de las partículas sólidas. Esta carencia de cubierta dará

como resultado volúmenes de aire menores y eficiencias más bajas del ventilador. El soplador a presión de 11 in tiene 12 aspas radiales, de

1.83 o 1.22 in de ancho. Para compensar la falta de la cubierta usaremos 12 aspas radiales de 3 a 2 in de ancho.

Usaremos un ducto de 4 in en el alojamiento de entrada y salida. Esto

resultará en un área de 0.0873 ft² y en una velocidad de aire en la entrada y salida del alojamiento de 350/0.0873 = 4009 fpm, como fue

requerido. Extenderemos las aspas radiales hacia adentro a 4 7/8 in i.d., dando como resultado una relación de diámetro de 4.875/11 = 0.443, la

misma que para el soplador a presión de 18 in.

Las líneas discontinuas en la figura 7.33 también muestran que para

1534 cfm, la potencia del freno será de alrededor 7.9. Convirtiéndola de nuevo en una rueda de diámetro de 11 in, esto se vuelve 0.673 bhp. De

todas formas, esta figura tendrá que ser incrementada por dos razones:

1. La menor eficiencia del soplador a presión de 11 in sin la cubierta. 2. Para un margen de seguridad debido a la curva sobrecargada de la

potencia del freno.

Nosotros usaríamos un motor de 1 hp a 3500 rpm.

Ejemplo 6: Un pequeño ventilador manejado por correa debe ser

seleccionado para ser construido dentro de un pequeño aparato. Este sacará una corriente de aire frío a través de unos estrechos

pasajes y la descargará en la atmósfera. De este modo 60 cfm

deben ser entregados contra una presión estática de 0.7 in WC. Además, como un requerimiento especial, el ventilador debe ser

reversible, y el mismo volumen de aire debe ser aspirado a pesar

de la dirección de rotación. En vista de las pequeñas cantidades

envueltas, la eficiencia y consumo de energía son de menor importancia.

Debido a los requerimientos especiales, este tendrá que ser un

ventilador centrífugo con descarga circunferencial, sin ningún

alojamiento de hélice, similar al ventilador mostrado en la figura 7.16, excepto que sus aspas tendrán que ser radiales. Este tipo de ventilador

sin alojamiento de hélice es llamado algunas veces “ventilador de enchufe”.

De la ecuación 8.3 o de la figura 8.1 obtenemos, R = 10.12. Tratemos

conducción de correa a 2450 rpm. La velocidad específica será entonces Ns = 10.12*2450 = 24,798. La tabla 8.1 confirma que un ventilador

centrífugo RB hará el trabajo.

Para determinar el diámetro de rueda, nos referimos a la figura 7.24, mostrando el funcionamiento de 4 ventiladores centrífugos de 26 1/8 in

a 1160 rpm, dos de ellos con aspas radiales, pero con la configuración usual con el alojamiento de hélice. Para descarga circunferencial con

alojamiento de hélice, la presión estática producida será de alguna

forma menor. Usando las leyes de los ventiladores y tratando con un diámetro de rueda de 5 ½ in, obtenemos.

5 ½ in 26 1/8 in 26 1/8 in

2450 rpm 2450 rpm 1160 rpm 60 cfm 6430 cfm 3644 cfm

0.7 in WC SP 15.8 in WC SP 3.54in WCSP

El punto 3054 cfm a 3.54 in WC SP está bien por debajo de las curvas de presión estática, entonces estamos en el lado seguro, hasta

considerando la descarga circunferencial y el diámetro de rueda más pequeño.

Características especiales de esta selección son de operación calmada

(no-cortada) y compactes extrema.

CONCLUSION

Estos seis ejemplos acabados de discutir ilustran no solo el procedimiento de selección para diferentes tipos de ventiladores centrífugos, sino los varios problemas y requerimientos especiales que

son algunas veces encontrados en este proceso de selección. Esto debe capacitar a los lectores para hacer selecciones similares cuando ellos

tengan problemas similares.

CAPITULO IX

VENTILADORES CENTRIFUGOS AXIALES

PATRONES DE FLUJO PARA VARIAS CONFIFURACIONES

Los ventiladores centrífugos axiales, también llamados ventiladores centrífugos tubulares, ventiladores centrífugos en línea, o ventiladores

de flujo mixto, toman un lugar entre los ventiladores de aspa axial y los ventiladores centrífugos de tipo de hélice.

Varias configuraciones se han vuelto populares para este ventilador

centrífugo axial. Estas varias configuraciones difieren con respecto a las siguientes presentaciones:

1. La rueda del ventilador puede tener un plato trasero plano, o un plato

trasero plano, o un plato trasero cónico (como se muestra en la

figura 9.1) 2. El alojamiento puede ser cilíndrico, cuadrado o en forma de barril.

3. El manejo puede ser directo o por correa.

Hay doce posible combinaciones de estas presentaciones (como puede verse en la tabla 9.1), pero no todas estas doce combinaciones son

prácticas. Seis configuraciones son mostradas en las figuras 3.23, 3.24, 3.25ª, 3.25b, 3.26, 9.2 y 9.3. Estas son ocho, no seis, figuras ya que las

figuras 3.26, 3.27 y 9.3 usan todas la misma configuración. La tabla 9.1 también lista estos números de figuras e indica a que combinación

pertenece. Discutimos las ocho figuras en la tabla 9.1

La figura 9.2 muestra un bosquejo esquemático de una rueda de un ventilador centrífugo estándar (plato trasero plano) en un alojamiento

cilíndrico con manejo directo y con guía de paletas a través de la rueda

del ventilador. Las guías de paletas remueven el aire girando y convirtiendo algo de la pérdida de energía en pérdida estática adicional,

lo mismo que un ventilador de aspa axial. La rueda del ventilador

probablemente tendrá aspas BI (para bajo costo), pero este también

puede tener aspas AF o BC. No puede tener aspas FC ya que requieren un alojamiento de hélice para un buen funcionamiento, como se

mencionó en el capitulo 7. El flujo de aire hace un giro de 90º en la entrada de la rueda (como en cualquier rueda de ventilador centrífugo)

y deja los extremos de las aspas radialmente hacia afuera (y, por

supuesto, con giro circunferencial). Ahora tiene que hacer otro giro de 90º radialmente hacia afuera (o mejor dicho, hélico) para el flujo axial.

Una guía cónica, como se muestra, ayuda al chorro de aire a hacer este segundo giro de 90º. La guía cónica es algunas veces omitida, pero esto

reducirá en algo la eficiencia. En el segundo giro de 90º una relación de difusor es 1.5 es recomendada para apropiadas condiciones de flujo, y

para una eficiencia aceptable. Comparado este ventilador en línea con el ventilador de paleta axial, solo tienen en común el hecho de flujo recto.

La eficiencia es menor en el ventilador de línea, y la compactación del ventilador de aspa axial ha sido perdida. Como resultado de la relación

de 1.5, una rueda de 27 in requerirá un alojamiento cilíndrico de 40 ½ in.

La figura 3.23 está listada en 9.1. Este es un esquema de una rueda de

ventilador de flujo mixto con placa trasera cónica, y con una corriente

de aire divergente que fluye hacia un alojamiento cilíndrico de conducción directa. Aquí la corriente solo puede hacer dos giros de 45º

envés de 2 de 90º. A medida que la corriente diverge cónicamente (envés de radialmente) hacia el alojamiento cilíndrico, una relación de

difusor, algo menor, de 1.3 será adecuada. La figura 3.23 muestra que no hay paletas guía después de la rueda del ventilador, pero podrían ser

añadidas y definitivamente mejorarían la eficiencia.

La figura 3.24 muestra una rueda BC con placa trasera plana, en un alojamiento cilíndrico con conducción de correa y paletas externas guía,

una combinación buena y económica.

La figura 3.25 muestra una rueda de ventilador de flujo mixto con placa trasera cónica en un alojamiento cuadrado. Se muestran dos modelos:

a) De conducción directa. b) Para conducción de correa.

La figura 3.26 muestra una rueda de ventilador de flujo mixto con placa

trasera cónica y conducción directo en un alojamiento en forma de barril. Este es un alojamiento girado más caro, pero tiene la ventaja de

tener diámetros de entrada y salida más pequeños para conectar ductos de diámetro más pequeños, además de buena conformidad con la forma

cónica de la rueda. Aquí, las paletas guía, después de la rueda son aún

más importantes porque sin ellas el giro del aire será excesivo.

La figura 3.27 es similar a la figura 3.26 pero tiene una cámara de motor separada para proteger el motor de gases calientes y corrosivos.

La figura 9.3 muestra la misma unidad conectada a los pequeños ductos de entrada y salida, con una vista clara del motor en la cámara

separada.

CONCLUSION

Los ventiladores centrífugos axiales tienen la ventaja de fácil instalación como parte del trabajo del ducto (como ventilador de paleta axial). Al

mismo tiempo, producen más presión estática (y algo más de volumen de aire) que los ventiladores de aspa axial con el mismo diámetro de

rueda y velocidad. Desafortunadamente, las eficiencias son menores que las de los ventiladores de aspa axial y de tipo de hélice, especialmente

en pequeños tamaños. Las ruedas FC no pueden ser usadas en esta unidad porque las ruedas FC requieren un alojamiento de hélice para

funcionamiento apropiado.

FIG 9.2: ventilador centrífugo axial usando una rueda de ventilador

centrífugo estándar, además de una guía cónica y paletas guías de salida en un alojamiento cilíndrico.

FIG 9.3: Bifurcador de flujo mixto conectado a los ductos de entrada y

salida de menor tamaño, debido al alojamiento en forma de barril.

FUNCIONAMIENTO DE VENTILADORES AXIAL-CENTRIFUGOS

La figura 9.4 muestra una comparación de las curvas de presión estática

para los tres tipos de ventiladores: de paleta axial, axial centrífugos, tipo hélice con aspas de ala. Para una justa comparación, los tres

ventiladores tienen el mismo diámetro de 27 in en la rueda y corren a las mismas 1750 rpm. Notamos lo siguiente:

1. El funcionamiento del ventilador centrífugo en línea ocurre entre el funcionamiento del ventilador de paleta axial y el de tipo hélice, como

ya se mencionó. 2. El ventilador centrífugo en línea funciona algo, no mucho, debajo del

ventilador de tipo hélice. 3. El ventilador centrífugo en línea funciona considerablemente por

encima del ventilador de aspa axial, pero si el ventilador de paleta axial tuviera que tener un diámetro de alojamiento de 40 ½ in (como

el de los ventiladores centrífugos en línea)(con la rueda del ventilador de 40 in de diámetro externo), luego el ventilador de aspa axial

sobrepasará por mucho a los otros dos. Esto significa que el ventilador de aspa axial es todavía el más compacto de los tres

ventiladores. Solo el ventilador centrífugo FC es aún más compacto, pero tiene una eficiencia mucho más baja.

FIG 9.4: Comparación de las curvas de presión estática, todas con 27 in

de diámetro de rueda y corriendo a1750 rpm.

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