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Ventiladores Industriales

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APLICACIONES

APLICACION # 1:   ACFM =  250,000 CFM  y Ps =  0.5” w.g. en condiciones standard

     Un número bastante común en el contexto de ventiladores axiales lo configura el valor 12,000 nada mágico en realidad pero muy frecuentemente asociado como primer valor o valor por omisión para la velocidad periférica, i.e la velocidad del extremo o la punta de la pala expresado en pie por minuto.  Estos 12,000 fpm corresponden a por ejemplo 12000 fpm / ( 60 * 3.28) = ca. 61 m/s, o bien sea  220 km/h o ca. 137 mph  (=220*0.62137) .

Nota: la velocidad periférica de palas de turbinas para generación eólica, e.g. diámetro 12.2m (40’) puede rondar 8800 fpm o 100 mph.

Tomando dicho valor de 12,000 fpm para el dimensionamiento preliminar en nuestro caso y suponiendo por ejemplo el empleo de un ventilador de digamos D =14’ (4.27m) quedan automáticamente determinadas las rpm’s a partir de la definición de la velocidad periférica:

velocidad periférica = p * diámetro D * rpm

Resulta pues:

Rpm = 12,000 fpm / ( 3.1415 * 14’) = 273 rpm

     Supongamos también correcto el empleo de solamente seis (6) palas con ancho de cuerda C igual a un pie o sea 12” (30cm), con lo que queda “automáticamente” determinado el factor de solidez calculado a ¾ del radio, esto es;

factor de solidez F = 2 * p * 0.75 * R / ( N * C )  = 2 *3.1415 * 0.75 * 7’ ( 6 * 1’) = 5.5

     Para conocer el área efectiva debemos conocer el dámetro del disco central.  Para un ventilador de este diámetro, i.e. 14’ o 4.27m, podemos pensar que el diámetro del disco central ronde 68-70cm, o 27” o 2.25’.  Con esta suposición el área efectiva sale directamente:

área efectiva de ventilador AREA  = p * ( D^2 – d^2) / 4 = 3.1415 * (14^2-2.25^2) / 4 = 150 sq.ft.

Aprovechamos ya para calcular el factor de diámetro efectivo f:

factor de diámetro efectivo f = D^2 /  (D^2 – d^2) = 14^2 / (14^2-2.25^2)= 1.027

 Podemos entonces calcular la presión por velocidad Pv a partir de su definición, esto es

 Pv = (  ACFM / (4000 * AREA) )^2 * s

 Al suponer en este caso condiciones standard (s=1) por lo que Pv resulta

 Pv =   (250000 CFM / ( 4000 * 150 sq.ft.))^2 = 0.17” w.g.

Luego la presión total Pt resulta de sencillamente sumar Ps y Pv como sigue:

presión total Pt = Ps + Pv = 0.5” + 0.17” = 0.67”

     Estamos entonces en condiciones de calcular los dos argumentos más importantes para determinar la eficiencia y el ángulo de ataque.  En efecto calculemos a partir de las definiciones respectivas:

factor coeficiente presión Prc = factor de solidez F * Pt / Pv = 5.5 * 0.67” / 0.17” = ca. 22

factor coeficiente cantidad Qc = factor de diámetro efectivo f * Q / ( RPM * D^3) = 1.027 * 250000 cfm / ( 273 rpm * 14’^3) = 0.342

     De la lectura directa de la curva de rendimientos publicada por cada fabricante, resulta en nuestro caso una eficiencia de poco más de e = 0.74 y ángulo de ataque 17°.

     El fan BHP o Air HP asociado a esta aplicación resulta inmediatamente a partir de la definición:

 Air HP = ACFM * Pt / ( 6356 * e) = 250,000 * 0.67” / ( 6356 * 0.74) =  35.6 HP

  

APLICACION # 2:   ACFM =  250,000 CFM  y Ps =  0.5” w.g. temperatura de bulbo seco 43.3°C (110°f) y altitud 305m (1,000’)

     Es simplemente, nomógrafo o tabla mediante, recalcular todo con s= 0.895 correspondiente al producto de sT * sA = 0.930 * 0.962, ajustes por temperatura y altitud respectivamente.  El resultado final no cambia mucho en este caso pero tanto conceptual como técnicamente es esencial relevar y emplear estos dos datos, i.e. temperatura de bulbo seco de diseño y altitud, en cualquier diseño profesional.  Afortunadamente el resto del cálculo es prácticamente inmediato a partir de planillas o programas de dimensionamiento/selección especializados.  Debe tenerse en cuenta que estos últimos no siempre resultan escalados de valores concretos resultantes de extensivos ensayos realizados sobre digamos en túneles y hélices de diámetro 5’ (1.52m).  Al igual que algunos programas de cálculo de selección y dimensionamiento de difusores de aireación para plantas de tratamiento, “liberados” para distribución al público en general, aún originales de fabricantes, los valores obtenidos “por programa” parecen querer redefinir las leyes de las distintas disciplinas.  Los resultados ya en el campo resultan decepcionantes tanto para el proyectista como para el resto de los participantes, i.e. contratistas/integradores y naturalmente … el usuario final.

 

NIVELES DE RUIDO Y COMO ABATIR CABALLAJE DE LA SECCION DE AIRE

Antes de terminar es importante agregar o repasar tres o cuatro puntos más.

     El nivel de ruido asociado a un ventilador axial está en proporción a casi la sexta potencia de la velocidad periférica.  Si bien una reducción en los rpm no tiene porqué alcanzar a resolver una situación, sera importante tener esto en cuenta antes de que esté todo instalado.  El intento de procurar posteriormente resolver la situación con silenciadores o atenuadores puede no ser satisfactoria de ninguna manera.

     El empleo de envolventes cilíndricos, “fan stacks” es extremadamente recomendado.  Sin entrar en detalles ni rangos, puede por ejemplo lograr economías de 15% o más.  Esto es debido a que la envolvente cilíndrica convierte una porción de Pv en presión estática.  Esta recuperación en presión estática se traduce a la entreda de la hélice en presión de succión adicional.   

     Dentro de las posibilidades prácticas de construcción siempre deberá minimizarse la separación o luz entre el extremo de las palas y las paredes del cilindro envolvente, considerándose excesivos valores mayores a 0.3% de separación en relación al diámetro de la hélice.  Recordar que  prácticamente es el tercio de la pala más alejado es el que realiza la mayor cantidad de trabajo.  El tercio central o interno prácticamente no contribuye nada al movimiento de aire y para el cual ser recomienda el empleo de pantallas o sellos en resina poliéster reforzada con fibra de vidrio.  

     Debe tenerse en cuenta mantener en los diseños una cota superior en lo que respecta a Pv.  No debe dejarse aumentar en forma desmedida - caso clásico de forzar demasiado aire en ventiladores de diámetro pequeño.  Puede pensarse en diseñar o seleccionar con valores no mayores a e.g. 0.25 – 0.30” w.g. e incluyo probablemente un poquito menos.

     Favorecer el diseño, dentro de lo posible, diámetros “generosos” dado que minizarán prácticamente al mismo tiempo el BHP de la instalación y la cantidad de conjuntos o unidades a emplear.  Recuérdese que el caudal manejable por helices geométricamente similares es proporcional al cuadrado del cociente de diámetros.  Veamos un ejemplo final ilustrativo para visualizar el beneficio concretamente.  Supongamos que una aplicación de ventiladores axiales es resoluble mediante seis hélices de diámetro 5’ (60” o 1.52m).  La pregunta sería cuántas helices de diámatro 8’ (2.44m) se precisaría para hacer el mismo trabajo?

Haciendo el cuadrado del cociente de diametros vemos muy facilmente:

(8’ / 5’) ^ 2 = 2.56

Un ventilador de 8’ hace el trabajo de 2.56 hélices de 5’.  Luego mediante una sencilla regla de tres:

            2.56 hélices de 5’            -> 1 hélice de 8’

            6 hélices de 5’             -> 1 * 6 / 2.56 = 2.34 hélices de 8’

     Luego con solamente tres conjuntos motoventiladores de 8’ resolvemos la misma situación – groseramente hemos eliminado el 50% del equipamiento electromecánico.   El BHP de la instalación probablemente bajaría de poco más de 36HP a menos de 30 HP. No solamente pensamos en la disminución de preocupaciones sino que una diferencia así, tanto en consumo como en montos, puede decidir la adjudicación de la obra.  Esto se naturalmente se acentúa en instalaciones de mayor envergadura y de ahí la necesidad de velar por una buena elección de ventiladores axiales en la sección de aire. 


ASB

Willie

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