Ensayos de Turbomaquinas Imprimir 1-5

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 LABORATORIO N°1 BOMBA CENTRIFUGA EN SERIE Y EN PARALELO 1. Objetivos  Construcción, análisis y estudio de las curvas características, altura manométrica, eficiencia y Potencia vs. Caudal del conjunto de dos bombas dispuestas en serie y paralelo.  Comprender el funcionamiento de bombas usadas en arreglos en serie y en paralelo y entender el porqué de los arreglos y su uso.

2. Marco teórico Un equipo de bombeo es un transformador de energía, recibe la energía mecánica que puede recibir de un motor eléctrico, una turbina de vapor u otros medios, para transformarla en energía de presión, misma que el fluido aprovecha para su movimiento. Las bombas hidráulicas se clasifican en dos grandes grupos:  

Bombas de desplazamiento positivo Bombas dinámicas

Las primeras son útiles para gastos pequeños, presiones altas y líquidos tanto limpios como viscosos. Mientras que las bombas dinámicas funcionan para gastos grandes, presiones medianas y líquidos de todo tipo, excepto altamente viscosos. Las bombas centrifugas funcionan con rotores que giran a grandes velocidades y están acoplados a un motor de accionamiento dentro de una carcasa cerrada con dos orificios, uno de admisión o succión colocado continuamente con el eje de giro y uno de impulsión de descarga colocado tangencialmente Ui y normalmente hacia arriba respecto del rotor.

1

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Bombas en serie y paralelo Hay casos en que el sistema exige que varié la presión o el gasto, así como los requerimientos de admisión y descarga, para ello se emplea el uso de bombas en serie y paralelo y con ello aumentar la eficiencia del sistema. En el caso de bombas en serie se suman las cargas del sistema, mientras que en el caso de bombas en paralelo, se suman las capacidades. Esquemas de bombas en serie y paralelo.

Operación en paralelo y en serie

Operación en paralelo y en serie

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ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 3 Formulas Útiles Factores de conversión -

1 HP 1 L/min 1 gal/min 1 PSI

= = = =

746 W 16.67 *10-6 m3/s 3.785 l/min 6894.76 Pa.

Formulas usadas: -

Altura de agua: H=P/ρ*g

-

Potencia hidráulica: P=ρ*g*H*Q

-

Potencia eléctrica monofásica: Pe=

-

Eficiencia: Η=P/Pe

4 Instrumentación -

Caudalimetro. Manómetro Pinzas Amperimetricas Bomba Motor trifásico Bomba monofásica

5 Procedimientos  Primero conectamos las bombas individualmente para obtener los datos de funcionamiento y así graficar la curva de funcionamiento a distintos caudales.  Luego hacemos los arreglos, cerrando algunas válvulas de globo, para obtener una conexión en serie y así obtener las gráficas correspondientes.  Una vez culminado el ensayo de las bombas en serie, se pasa a la conexión en paralelo en el banco de pruebas, cerrando como el caso anterior algunas válvulas del tipo globo.

6 Protocolo primario.  Bomba monofásica 1

3

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 Nº 1 2 3 4 5 6

Q gal/min 0 4 8,43 12,4 15,96 17,98

P psi

I

67 60 50 39 18 10

4,9 5,29 5,85 6,25 6,67 6,7

Q (gal/min) 0 4,21 8,43 11,9 15,84

P (psi)

I (A)

21 19 15 12 8

4,1 4,2 4,3 4,4 4,6

 Bomba monofásica 2 Nº 1 2 3 4 5  Bombas en paralelo Nº 1 2 3 4 5 6 7

Q (gal/min) 0 3,96 8,43 12 15,96 18,24 23

P ( psi )

I mono

I trifásica

70 62 49 30 20 16 10

4,9 5,4 5,9 6,29 6,4 6,5 6,85

4,59 4,7 4,75 4,78 4,9 4,91 4,94

Q (gal/min) 0 4,21 8,05 11,89 15,7 17,1

P(psi)

I mono

I trifásica

88 80 65 50 35 8

5 5,2 5,34 5,87 6,33 6,57

4,83 4,89 4,91 4,94 5 5,2

 Bomba en serie Nº 1 2 3 4 5 6

4

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 7 Protocolo secundario.  Bomba monofásica 1 Nº 1 2 3 4 5 6

Q(m3/s) 0 0,0002523 0,0005318 0,0007822 0,0010068 0,0011342

H(m) 47,089594 42,169786 35,141488 27,410361 12,650936 7,0282977

I(A) V(v) P(w) Pe(w) n 4,9 220 0 1078 0 5,29 220 104,38115 1163,8 8,9689939 5,85 220 183,31940 1287 14,243931 6,25 220 210,32802 1375 15,296583 6,67 220 124,94424 1467,4 8,5146679 6,7 220 78,198879 1474 5,3052156

 Bomba monofásica 2 Nº 1 2 3 4 5

Q(m3/s) 0 0,0002656 0,0005318 0,0007507 0,0009992

H(m) I(A) V(v) P(w) Pe(w) N 14,759425 4,1 220 0 1249,8473 0 13,353765 4,2 220 34,789368 1280,3314 2,7172159 10,542446 4,3 220 54,995819 1310,8154 4,1955425 8,4339572 4,4 220 62,106785 1341,2995 4,6303442 5,6226381 4,6 220 55,113248 1402,2677 3,9302944

 Bombas en paralelo Nº Q(m3/s) H(m) I1(A) I2(A) V(v) P(w) Pe1(w) Pe2(W) n 1 0 49 4,9 4,59 220 0 1078 1399 0 2 0,0002 44 5,4 4,7 220 106,8 1188 1433 4,07 3 0,0005 34 5,9 4,75 220 179,7 1298 1448 6,54 4 0,0008 21 6,29 4,78 220 156,6 1383,8 1457 5,51 5 0,0010 14 6,4 4,9 220 138,8 1408 1494 4,78 6 0,0012 11 6,5 4,91 220 126,9 1430 1497 4,34 7 0,0015 7 6,85 4,94 220 100,0 1507 1506 3,32  Bomba en serie Nº Q(m3/s) H(m) I1(A) I2(A) V(v) P(w) Pe1(w) Pe2(W) n 0 62 5 4,83 220 0 1100 1472,4 0 1 0,0003 56 5,2 4,89 220 146,5 1144 1490,7 5,56 2 0,0005 46 5,34 4,91 220 227,6 1174,8 1496,8 8,52 3 0,0008 35 5,87 4,94 220 258,6 1291,4 1505,9 9,24 4 0,0010 25 6,33 5 220 239,0 1392,6 1524,2 8,19 5 0,0011 6 6,57 5,2 220 59,5 1445,4 1585,2 1,96 6

5

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Graficas  Bombas monofásica 1

Altura

H vs Q 50 45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

Bomba monofasica

0

0.0005

0.001

0.0015

Caudal

Eficiencia

Eficiencia 18 16 14 12 10 8 6 4 2 0

Bomba monofasica

0

0.0005

0.001 Caudal

6

0.0015

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

 Bombas en paralelo Los caudales de ambas bombas se suman de tal manera incrementando el caudal.

Bombas en paralelo 60 50 Altura

40 30 Series1

20 10 0 0

0.0005

0.001

0.0015

0.002

Caudal

Eficiencia 7 6 Eficiencia

5 4 3

Series1

2 1 0 0

0.0005

0.001 Caudal

7

0.0015

0.002

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

 Bombas en serie Las alturas de ambas bombas se suman, por lo tanto se obtiene un incremento en la altura de bombeo.

Bomba en serie 70 60

Altura

50 40 30

Series1

20 10 0 0

0.0002 0.0004 0.0006 0.0008

0.001

0.0012

Caudal

Eficiencia

Eficiencia 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0

Series1

0

0.0002 0.0004 0.0006 0.0008 Caudal

8

0.001

0.0012

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

 Comparacion de ambas instalaciones

Comparacion 70 60

Altura

50 40 30

Bombas en paralelo

20

bomba en serie

10 0 0

0.0005

0.001

0.0015

0.002

Caudal

7 Conclusiones  Realizando este tipo de ensayo podemos apreciar que cuando se instala las bombas en paralelo se obtiene un mayor caudal de bombeo que se ratifica con la suma de ambos caudales de dichas bombas en el punto de operación.  En la instalación en serie se logra apreciar un incremento en la altura de bombeo que se ratifica con las sumas de las alturas de cada bomba en el punto de operación.  Cabe resaltar que es ideal que ambas bombas posean igual potencia e igual curva características para un eficiente funcionamiento.  La utilización de estas dos bombas de diferente potencia resulta un tanto ineficiente para los requerimientos exigidos.

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ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

LABORATORIO N°2 ENSAYO DE UNA TURBINA PELTON 1. objetivo general Mostrar el funcionamiento de una turbina hidráulica y mediante mediciones experimentales determinar los parámetros que definen su rendimiento. Obtener datos en terreno para construir sus curvas características. Individualizar las características técnicas que identifican a una turbina hidráulica. 2. objetivos específicos. a) b) c) d)

Identificar el tipo de turbina y sus partes constitutivas. Simular un salto hidráulico sobre la turbina Para un mismo salto efectuar mediciones de revoluciones, torque y carga. Construir las curvas características

3. introducción teórica. La turbina hidráulica es una turbo máquina que extrae energía del fluido para convertirla en trabajo mecánico, el cual posteriormente será transformado en energía eléctrica mediante un alternador. El principio teórico de su funcionamiento esta basado fundamentalmente en el cambio de la cantidad de movimiento que se provoca entre la entrada y salida de la turbina. Dicho cambio de cantidad de movimiento genera fuerzas sobre el contorno solido del rodete ocasionando un torque en el eje de la turbina. Los elementos constitutivos de una turbina son análogos a los de una bomba. Pero colocados en orden inverso, así por ejemplo existe el canal de llegada o tubería forzada y corresponde a la tubería de impulsión de una bomba. La caja espiral transforma presión en velocidad, en una bomba es velocidad en presión. Rodete, el movimiento del agua es al inverso que en una bomba. En general las turbinas se pueden clasificar según el grado de reacción, de esta forma existen: Turbinas de reacción donde la presión a la entrada del rodete, es superior a la atmosférica e inferior a la salida. El rodete está inundado. Turbinas de acción, son de admisión parcial donde el rodete traba a presión constante Las turbinas Pelton corresponden a alas turbinas de acción Las turbinas Francis, Deriaz y Kaplan. Lo anterior obedece a una clasificación según va cambiando insensiblemente la forma del rodete para adaptarse a las diferentes condiciones de servicio. Sin embargo la clasificación más precisa de las turbinas hidráulicas es según su número específico de revoluciones (Ns)

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ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 : Número específico : Potencia útil medida en el eje} : Altura o salto neto Peltón 1 chorro Peltón 2 chorros Peltón 5 chorro

2-34 31-48 hasta 70

Francis lenta Francis normal Francis rápida Hélice de alabes fijos Kaplan

70 - 50 150 - 250 250 - 450 450 - 550 400 - 1100

Altura neta

para el caso de una turbina, la altura neta sobre la turbina estará dado por

Dónde:

Potencia, rendimiento: considerando la inversión de los fenómenos que en la turbina ocurren, comparado con una turbina centrifuga, es que se tendrá. [ Donde

(

Donde

11

)

]

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Dónde:

ɳ

Dónde:

4.-FUNDAMENTO TEORICO TURBINA PELTON : Este es el tipo de turbina de acción más común. Consta de un disco circular que tiene montados en su periferia unas paletas en forma de doble cuchara y de un inyector que dirige y regula el chorro de agua que incide sobre las cucharas, y que provoca así el movimiento de giro de la turbina. Se usa cuando la caída de agua es grande (alrededor de 80 m). La eficiencia está entre el 84 y 92%.

Las Turbinas Peltón inventada por Lester Allan Peltón (1824-1908) es el más reciente desarrollo de las turbinas hidráulicas es utilizada en grandes saltos de agua. Básicamente la rueda Peltón consiste en una serie de alabes periféricos alrededor de un disco (cucharas), la transferencia de energía se produce al ser inyectado el flujo de agua proveniente de 1 o varios inyectores hacia la cucharas.

12

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Figura 1. Turbina de acción Su alabe o cuchara tiene forma que le permite captar la energía del chorro

Figura#2

Figura #3 dimensiones de la cuchara

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ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Figura#4

Figura #5 Esquema de Modulo de Turbina Pelton

Curvas características Al igual que en las bombas hidráulicas las curvas características se obtienen ensayando la turbina en un laboratorio. Existe el ensayo elemental y el ensayo completo

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ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 El ensayo de una turbina se hace manteniendo constante la altura neta de esta forma el ensayo elemental se logra manteniendo constante la apertura del distribuidor (inyector). La variable independiente es (n) rpm Bajo estas condiciones se obtienen ( ) ( ) ( ) El ensayo completo se obtiene experimentando la turbina con aperturas distintas del distribuidor, logrando para cada una de ellas las curvas elementales indicadas. 4. Rendimiento Para lograr un ensayo elemental se procede de la forma siguiente: a) b) c) d) e) f) g)

Reconocimiento del equipo Modelos a utilizar Identificación de las variables experimentales Confección de una tabla experimental Fijar una altura neta Ejecutar las mediciones experimentales Efectuar un análisis de los valores tomados

MATERIALES E INSTRUMENTOS 

Banco de prueba de la Turbina Peltón.



Bomba de agua.



Manómetro.



Tacómetro.



Caudalimetro.



2 Romanas.



Una correa de cuero.



Pie de rey.

5. PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL 

Se llena el depósito del banco de prueba con agua.



Luego se procede a poner en funcionamiento la bomba de agua que suministrara de agua a la turbina



Se fija el caudal en el caudalimetro.

15

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 

Se da lectura a la presión en el manómetro.



Se procede a frenar el eje del rodete con ayuda de la correa de cuero provista de romanas en

sus respectivos extremos



Se



Se tomara lectura de las RPM del eje del rodete.

tomara

lectura

de

las

respectivas

fuerzas

6. DATOS A MEDIR: Entonces caudal y presión constante.

Q = cte

P = cte F2( N) RPM asumimos una presión de 12 Kg/cm2

Presión real 0.2 Kg/cm2 DATOS OBTENIDOS Npp1

P(Kg/cm2)

P(Pa)

Fuerza (N)

n (RPM)

1 2

12 12

1177200 1177200

5 6

530 300

16

Caudal L/min 14.7 14.7

en

las

romanas.

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 3 4 Npp2

12 12 P(Kg/cm2)

1177200 1177200 P(Pa)

7 8 Fuerza (N)

190 150 n (RPM)

1 2 3 Npp3

12 12 12 P(Kg/cm2)

1177200 1177200 1177200 P(Pa)

5 7 8 Fuerza (N)

425 220 100 n (RPM)

1 2 3

12 12 12

1177200 1177200 1177200

5 7 8

380 280 160

14.7 14.7 Caudal L/min 14.57 14.57 14.57 Caudal L/min 14.57 14.57 14.57

DATOS CALCULADOS POR LAS FORMULAS ANTERIORES Npp 1

P(Kg/ cm2)

P(Pa)

Fuerz a (N)

1 2 3 4 Npp 2

12 12 12 12 P(Kg/ cm2)

1177200 1177200 1177200 1177200 P(Pa)

5 6 7 8 Fuerz a (N)

1 2 3 Npp 3

12 12 12 P(Kg/ cm2)

1177200 1177200 1177200 P(Pa)

5 7 8 Fuerz a (N)

1 2 3

12 12 12

1177200 1177200 1177200

5 7 8

n (RPM ) 530 300 190 150 n (RPM ) 425 220 100 n (RPM ) 380 280 160

Cauda l L/min 14.7 14.7 14.7 14.7 Cauda l L/min 14.57 14.57 14.57 Cauda l L/min 14.57 14.57 14.57

Caudal m3/s

w

Nu

Ύ

Hn

nt

0.0002450 0.0002450 0.0002450 0.0002450 Caudal m3/s

55.4998333 31.415 19.8961667 15.7075 w

3.65130482 2.48013158 1.83254167 1.65342105 Nu

9810 9810 9810 9810 Ύ

120 120 120 120 Hn

0.961 0.653 0.482 0.435 nt

0.0002428 0.0002428 0.0002428 Caudal m3/s

44.5045833 23.0376667 10.4716667 w

2.92793311 2.12189035 1.1022807 Nu

9810 9810 9810 Ύ

120 120 120 Hn

0.778 0.564 0.292 nt

0.0002428 0.0002428 0.0002428

39.7923333 29.3206667 16.7546667

2.61791667 2.70058772 1.76364912

9810 9810 9810

120 120 120

0.695 0.717 0.468

Datos para las graficas Fuerza (N) 5.0000 5.5000 6.0000 6.5000 7.0000 7.5000 8.0000

17

n (RPM) 530.00 415.00 300.00 245.00 190.00 170.00 150.00

Caudal L/min 14.7000 14.7000 14.7000 14.7000 14.7000 14.7000 14.7000

Caudal m3/s 0.00024505 0.00024505 0.00024505 0.00024505 0.00024505 0.00024505 0.00024505

w

Nu

Ύ

Hn

nt

P(W)

55.4998 43.4574 31.4150 25.6556 19.8962 17.8018 15.7075

3.6513 3.1449 2.4801 2.1942 1.8325 1.7568 1.6534

9810 9810 9810 9810 9810 9810 9810

2.0 2.0 2.0 2.0 2.0 2.0 2.0

57.7178 49.7135 39.2045 34.6851 28.9678 27.7699 26.1364

4.80786138 4.80786138 4.80786138 4.80786138 4.80786138 4.80786138 4.80786138

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 GRAFICAS

 

( ) ( ) 

18

( )

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 7. CONCLUSIONES 

La Potencia Hidráulica versus RPM se ve claramente que la Potencia se mantiene constante a para las diferentes RPM que se hicieron en el ensayo.



Debido a las pérdidas del sistema se tiene eficiencias bajas.



Torque es inversamente proporcional a las revoluciones esto debido a que cuanto mas pesas se colocaban en el dinamómetro la fuerza de fricción era mayor, esta fricción conlleva a frenar a la polea unida a la turbina.



Se ve en el proceso de los cálculos que la Potencia Agua es mayor que la Potencia del Rodete y esto es mayor que la potencia del Frenado. Se logró determinar las curvas de funcionamiento de la turbina aproximadamente.



5. Bibliografía

 

Claudio Mataix, “Mecánica de fluidos y Maquinas hidráulicas”, Edit. Harla V. Streeter, Mecánica de fluidos, Edit. Mc. Graw - Hill

19

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 LABORATORIO N°3 CURVAS CARACTERISTICAS DE UN VENTILADOR CENTRIFUGO

1. OBJETIVOS:

 Construir las curvas características para un ventilador centrifugo. o Obtención de la curva de presión total en función del caudal. o Obtención de la curva de la potencia consumida en función del caudal. o Obtención de la curva de rendimiento del ventilador en función del caudal.  Determinar el comportamiento de un ventilador centrífugo a diferentes condiciones de funcionamiento.  Entender los parámetros e interpretar los datos obtenidos en el laboratorio. 2. FUNDAMENTO TEÓRICO

En los ventiladores centrífugos la trayectoria del fluido sigue la dirección del eje del rodete a la entrada y está perpendicular al mismo a la salida. Si el aire a la salida se recoge perimetralmente en una voluta, entonces se dice que el ventilador es de voluta. Estos ventiladores tienen tres tipos básicos de rodetes:

1. álabes curvados hacia adelante, 2. álabes rectos, 3. álabes inclinados hacia atrás/curvados hacia atrás. Los ventiladores de álabes curvados hacia adelante (también se llaman de jaula de ardilla) tienen una hélice o rodete con las álabes curvadas en el mismo sentido que la dirección de giro. Estos ventiladores necesitan poco espacio, baja velocidad periférica y son silenciosos. Se utilizan cuando la presión estática necesaria es de baja a media, tal como la que se encuentran en los sistemas de calefacción, aire acondicionado o renovación de aire, etc. No es recomendable utilizar este tipo de ventilador con aire polvoriento, ya que las partículas se adhieren a los pequeños álabes curvados y pueden provocan el desequilibrado del rodete.

Estos ventiladores tienen un rendimiento bajo fuera del punto de proyecto. Además, como su característica de potencia absorbida crece rápidamente con el caudal, ha de tenerse mucho cuidado con el cálculo de la presión necesaria en la instalación para no sobrecargarlo..

20

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Los ventiladores centrífugos radiales tienen el rodete con los álabes dispuestas en forma radial. La carcasa está diseñada de forma que a la entrada y a la salida se alcanzan velocidades de transporte de materiales. Existen una gran variedad de diseños de rodetes que van desde los de "alta eficacia con poco material" hasta los de "alta resistencia a impacto". La disposición radial de los álabes evita la acumulación de materiales sobre las mismas. Este tipo de ventilador es el comúnmente utilizado en las instalaciones de extracción localizada en las que el aire contaminado con partículas debe circular a través del ventilador. En este tipo 'de ventiladores la velocidad periférica es media y se utilizar en muchos sistemas de extracción localizada que vehicular aire sucio o limpio.

Los ventiladores centrífugos de álabes curvados hacia atrás tienen un rodete con las álabes inclinados en sentido contrario al de rotación. Este tipo de ventilador es el de mayor velocidad periférica y mayor rendimiento con un nivel sonoro relativamente bajo y una característica de consumo de energía del tipo "no sobrecargable". En un ventilador "no sobrecargable", el consumo máximo de energía se produce en un punto próximo al de rendimiento óptimo de forma que cualquier cambio a partir de este punto debido a cambios de la resistencia del sistema resultará en un consumo de energía menor. La forma de los álabes condiciona la acumulación de materiales sobre ellas, de forma que el uso de estos ventiladores debe limitarse como se indica a continuación:

o

álabes de espesor uniforme: Los álabes macizos permiten el trabajo con aire ligeramente sucio o húmedo. No debe emplearse con aire conteniendo materiales sólidos ya que tienen tendencia a acumularse en la parte posterior de los álabes.

o

álabes de ala portante: Las álabes de ala portante permiten mayores rendimientos y una operación más silenciosa. Los álabes huecos se erosionan rápidamente y se pueden llenar de líquido si la humedad es alta, por ello su uso queda limitado a aplicaciones en las que se manipule aire limpio.

21

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 3. EQUIPOS E INSTRUMENTOS

     

Ventilador centrifugo Motor eléctrico Amperimetro Regulador de compuerta Contador de revoluciones ( Tacómetro) Voltimetro

TRABAJO A REALIZAR A igual que para el caso de las curvas características de una bomba , la determinación de las curvas del ventilador de ensayo requiere porder ir imponiendo distintos valores de caudal ; ello se puede conseguir maniobrando oportunamente con el cono regulador de salida , pues a cada grado de resistencia aerodinámica en el circuito le corresponde un determinado valor de caudal de aire que hace que se equilibre la energía especifica suministrada por la maquina (presión total)con la energía especifica demandada por el circuito. Para cada punto de funcionamiento se habran de tomar las medidas correspondientes a los instrumentos , que son: -Presion diferencial Pd indicada por el manometro inclinado conectado al tubo de pitot -Presion estatica Ps en el manometro en U aguas abajo del ventilador. Potencia activa indicada por el vatímetro. Estas medidas se consignaran en una tabla de datos según el formato del anexo .Puede considerarse suficiente la obtención de 12 o 15 puntos de funcionamiento , procurando que queden razonablemente distribuidos por todo el rango de caudales , es decir entre 0 y el valor máximo. Para ello puede tomarse como referencia de caudal a la indicación del manometro diferencial inclinado , teniendo en cuenta la curva de calibración de la figura 2. En el caso de que la lectura de alguna variable sea fluctuante se asignara un valor promedio dentro del rango de variación. Asi mismo a cada valor se le estimara un intervalo de incertidumbre (definido como el intervalo en que la probabilidad de encontrarse el valor real sea del 95%

El ventilador se arrancara al comienzo del ensayo y se apagara tras completar las medidas, accionando los correspondientes pulsadores del cuadro de control del motor eléctrico. Tambien se apagara el vatímetro Posteriormente se procesaran los datos recogidos para calcular los correspondientes valores del caudal , presión total y rendimiento , según las expresiones 1…9 , los cuales formaran los puntos de cada una de las curvas características , y se evaluara la velocidad especifica de la maquina

22

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 EXPOSICION DE RESULTADOS -Se elaborara un informe de la practica que incluirá: Datos recogidos en el banco de ensayos en las unidades pertinentes :potencia consumida (KW), presión diferencial en manometro inclinado (mm c H2O), presión a la salida del ventilador (mm cH2O) , velocidad de accionamiento (rpm) , presión atmosférica y temperatura ambiental, etc -Operaciones necesarias para la obtención de las variables de funcionamiento el ventilador : caudal (m3/s) , presión total (Pa) , potencia absorbida (KW) y rendimiento(%) , las cuales se expondrán en una tabla de resultados. -Representacion graca de las curvas de presión total , potencia y rendimiento en función del caudal del ventilador , manualmente sobre papel milimetrado o por medio de una hoja de calculo de ordenador, utilizando para ello las escalas adecuadas que permitan una correcta interpretación de los resultados ( a modo de ejemplo lafigura 4 se recogen curvas características de un ventilador centrifugo típico)

-Asignacion de incertidumbre a los resultados obtenidos. -Velocidad especifica del ventilador. -Comentarios sobre las curvas características obtenidas y su adecuación a las esperables para el tipo de maquina.

Ruido

Entrada

A

C

V

L

65º

7º

24

65º

72º

64º 68º

RPM

%<

Psta

Pdin

Psta

Pdin

2.3

0

-16

0

-8

2

24

2.1

15

-14

2

-14

-8

70º

24

1.6

30

-6

2

-24

-22

73º

24

1.45

45

-4

2

-26

-22

FORMULAS PARA EL CALCULO La presión dinámica Velocidad media en el conducto

La densidad

23

Salida

siento R= 287J/(KgK)

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 Perdidas de carga

donde es un coeficiente adimiensional de perdidas de carga

El numero de Reinolds La presión total se obtendrá entonces , reuniendo toda la informacion anterior (

)

Potencia consumida El rendimiento del ventilador

Tabulacion de datos: H total H (m.c.a.)

Q. (m^3/s)

0,0097122

0,1504642

0,0119601 0,014208

Presión (Pa)

P. Hidr. (W)

Eficiencia %

95,277084 139,79728

14,33579

10,2547

0,1121494

117,32891 136,24312

13,15836 9,658002

0,0501547

139,38074 132,68895

6,990602 5,268413

0,013368

0,0501547

131,14034

130,3195

6,577307 5,047063

0,012528

0,0501547

122,89994 127,95006

6,164012 4,817514

Presión (Pa)

P. Elect. (W)

H (m.c.a.)

Q. (m^3/s)

0,0201925

0,2186194

198,08851 175,33897

43,30598 24,69844

0,0225203

0,1586032

220,92383 168,23063

35,03921 20,82808

0,024848

0,0501547

243,75914 161,12229

12,22567 7,587821

0,024288

0,0501547

238,26554 159,93757

11,95014 7,471754

0,023728

0,0501547

232,77194 158,75285

11,67461 7,353954

P. Elect. (W)

P. Hidr. (W)

P. Hidr. (W)

Eficiencia %

H (m.c.a.)

Q. (m^3/s)

0,0291367

0,2606116

285,83125 189,55564

74,49093 39,29766

0,0343044

0,1974593

336,52631 175,33897

66,45026 37,89817

0,0394721

0,1003094

387,22137 161,12229

38,84196 24,10713

0,0377601

0,0793016

370,42626 159,93757

29,37539 18,36678

0,036048

0,0501547

353,63114 158,75285

17,73627 11,17225

24

Presión (Pa)

P. Elect. (W)

Eficiencia %

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 H (m.c.a.)

Q. (m^3/s)

Presión (Pa)

P. Elect. (W)

P. Hidr. (W)

0,041713

0,3132161

409,20497

0,0496566

208,5112

128,1696 61,46892

0,2352465

487,13114 188,37092

114,5959 60,83523

0,0576001

0,1121494

565,05731 168,23063

63,37082 37,66901

0,0555041

0,0868705

544,49503 163,49174

47,30057 28,93147

0,053408

0,0501547

523,93274 158,75285

26,2777 16,55258

H (m.c.a.)

Q. (m^3/s)

0,0614895

0,3753236

603,21199 269,52443

226,3997 83,99969

0,0679448

0,2769885

666,53865 237,43818

184,6235 77,75646

0,0744001

0,1121494

729,86531 205,35194

81,85393 39,86031

0,0725841

0,0868705

712,04983

196,3678

61,85614 31,50015

0,070768

0,0501547

694,23434 187,38365

34,81913 18,58173

H (m.c.a.)

Q. (m^3/s)

Presión (Pa)

P. Elect. (W)

Presión (Pa)

P. Elect. (W)

P. Hidr. (W)

Eficiencia %

P. Hidr. (W)

Eficiencia %

Eficiencia %

0,078466

0,4285221

769,75102 356,60155

329,8553 92,49969

0,084169

0,3112019

825,69819 286,11054

256,9588 89,81102

0,0898721

0,1003094

881,64537 215,61954

88,43735 41,01546

0,0864801

0,0793016

848,36946

200,4156

67,27703 33,56876

0,083088

0,0501547

815,09354 185,21166

40,88079 22,07247

P (Pa)

ventilador centrifugo a diferentes rpm 1000 900 800 700 600 500 400 300 200 100 0

1800RPM 2100RPM 2400RPM 2700RPM 1200RPM 1500RPM 0

0.1

0.2

0.3

Q (m^3/s)

25

0.4

0.5

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Eficiencia de un ventilador 100 90 80

eficiencia (%)

70 1500RPM

60

1800RPM

50

2100RPM

40

2400RPM

30

2700RPM

20

1200RPM

10 0 0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

Q (m3/S)

potencia y caudal de un ventilador 350 300

N (W)

250

Series1

200

1800RPM

150

2100RPM 2400RPM

100

2700RPM

50

1200RPM

0 0

0.1

0.2

0.3

Q (m3/s)

26

0.4

0.5

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 LABORATORIO N°4

VENTILADOR AXIAL (GRANDE) 1.- OBJETIVOS:

 Construir las curvas características a diferentes rangos de velocidad y caudal.  Determinar el comportamiento de un ventilador Axial a diferentes condiciones de funcionamiento.  Entender los parámetros e interpretar los datos obtenidos.

2.- FUNDAMENTO TEORICO:

Un ventilador es una turbo máquina que se caracteriza porque el fluido impulsado es un gas (fluido compresible) al que transfiere una potencia con un determinado rendimiento. A pesar de que no existe convenio alguno universalmente adoptado; los ventiladores pueden subdividirse en cuatro grupos:

 Ventiladores de baja presión: hasta una presión del orden 200 mm. c agua (ventiladores propiamente dichos).  Ventiladores de media presión: entre 200 y 800 mm. c agua (soplantes)  Ventiladores de alta presión: entre 800 y 2500 mm. c agua (turbo axiales)  Ventiladores de muy alta presión , mayor a 2500 mm. c agua (turbocompresores)

VENTILADORES AXIALES

Existen tres tipos básicos de ventiladores axiales: Helicoidales, tubulares y tubulares con directrices. Los ventiladores helicoidales se emplean para mover aire con poca pérdida de carga, y su aplicación más común es la ventilación general. Se construyen con dos tipos de alabes: alabes de disco para ventiladores sin ningún conducto; y alabes estrechas para ventiladores que deban vencer resistencias bajas (menos de 25 mm. c d a). Sus prestaciones están muy influenciadas por la resistencia al flujo del aire y un pequeño incremento de la presión provoca una reducción importante del caudal. Los ventiladores tubulares disponen de una hélice de álabes estrechos de sección constante o con perfil aerodinámico (ala portante) montada en una carcasa cilíndrica. Generalmente no disponen de ningún mecanismo para ende rezar el flujo de aire. Los ventiladores tubulares pueden mover aire venciendo resistencias moderadas (menos de 50 mm. cda).

27

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 Los ventiladores turbo axiales con directrices tienen una hélice de álabes con perfil aerodinámico (ala portante) montado en una carcasa cilíndrica que normalmente dispone de aletas enderezadoras del flujo de aire en el lado de impulsión de la hélice. En comparación con los otros tipos de ventiladores axiales, éstos tienen un rendimiento superior y pueden desarrollar presiones superiores (hasta 600 Mm. cda).

Las directrices (compuertas) tienen la misión de hacer desaparecer la rotación existente o adquirida por el fluido en la instalación, a la entrada del rodete o tras su paso por el mismo. Estas directrices pueden colocarse a la entrada o a la salida del rodete, incluso las hay fijas ó removibles.

Circulación del Aire

El aire circula por un conducto gracias a la diferencia de presión que existe entre sus extremos. Para diferencias de nivel de hasta 100 m, velocidades inferiores a 50 m/s (caso que puede considerarse al aire como incompresible) y régimen estacionario, las presiones obedecen al siguiente teorema:

Ventiladores axiales, descripción y curvas de operación.

Los ventiladores axiales están compuestos básicamente de un rotor de dos a 13 paletas, solidario a un eje propulsor movido por un motor que impulsa aire en una trayectoria recta, con salida de flujo helicoidal. Existen 3 tipos básicos de estos ventiladores que son:

Tipo Propulsor O De Pared: Que es el típico ventilador para bodegas industriales, de baja presión estática (0,5 a 1,5 pulg. de columna de agua ) con caudales variables según su diámetro.

Tipo Turbo – Axial: Es aquel que tiene su rotor y motor dentro de una carcaza cilíndrica, lo que incrementa su capacidad y presión estática hasta valores de 6 pulg de columna de agua, apropiado para ser conectados a ductos , campanas, torres de enfriamiento, y para operar en serie.

Tipo Vane-Axial: Es similar al anterior, pero además posee un juego de paletas guías fijas a la carcasa (vanes, venas) que le permite obtener una más alta presión estática de trabajo ( de 6 a 13 ó más pulgadas de agua en casos de diseños especiales)

28

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 Observación: Por sus altas presiones, los tipos vane-axial, son los más utilizados en sistemas de ventilación auxiliar seguidos de los turbo-axiales. El tipo propulsor sólo se utiliza en la ventilación de locales y dependencias subterráneas. La curva característica de los ventiladores axiales se muestra en la figura 1, donde se incluye los valores de presión estática, presión total, potencia requerida, eficiencia mecánica y presión de velocidad de la descarga. Más abajo se han incluido curvas típicas de los tres tipos de ventiladores axiales, a modo de comparación.

Figura 1

29

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 VENTILADORES CONTRA CARACTERÍSTICAS.

–

ROTATORIOS,

DESCRIPCIÓN

Y

CURVAS

Los ventiladores axiales (tipo turbo – axial ) se proporcionan para operarlos en serie por algunos fabricantes como contra – rotatorios, es decir, con sentido de giro invertidos de dos o más etapas consecutivas, como se muestra en figura 2. De acuerdo con sus curvas de operación, este método proporciona valores de presión más altas que las conseguidas por ventiladores similares puestos en serie con el mismo sentido de rotación, con claras ventajas para el diseño de estaciones de ventiladores, apropiados para la atención de desarrollos de gran longitud, como puede apreciarse en lámina # 13, curvas de operación de un modelo de ventilador contra – rotatorio de dos etapas. El número de etapas contra – rotatorias pueden ser 2, 3, 4, 5 o más y la presión estática así desarrollada será aproximadamente 3, 4, 6, 7 o más veces que la correspondiente a una etapa simple del mismo diámetro y velocidad.

Este sistema de instalación permite hacer la instalación completa para el total de la ductería a emplearse en el desarrollo, y luego comenzar a operar sólo con una etapa, dejando las demás rotando en vacío hasta que la longitud de la ductería precise el funcionamiento de la etapa siguiente y así sucesivamente hasta completar el funcionamiento de todas las etapas contra – rotatorias. El único límite a considerar con cuidadoso análisis es el valor práctico máximo que es conveniente alcanzar con estos ventiladores cuando se trabaja con ductería plástica, que es menos resistente a la presión que el metálico y de mayor generación de fugas de aire, directamente proporcionales a la presión estática de trabajo de la ductería.

Las ventajas de este tipo de instalación con ventiladores, cuyas unidades son idénticas y con fuerza motriz independiente son sus facilidades de montaje en serie, sin requerir ductería intermedia como acontece con los tipos vane – axial, su eficiencia en la generación de alta presión estática, su ajuste de ángulo de paletas que permite variar su capacidad y su economía en energía durante la puesta en marcha del sistema.

30

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Figura 2

31

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 3.-INSTRUMENTACION

Banco de Pruebas del Ventilador Axial.

Motor Eléctrico Trifásico 220

Multímetro.

32

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Piezómetros para medir la presión en mm de H2O.

Tacómetro.

Cinta Reflexiva.

Anemómetro de hilo caliente.

33

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Sonómetro.

Regulador de compuerta

4.- PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL

1.

Reconocer las partes del banco de pruebas del Ventilador Axial.

2.

Verificar si el Banco de pruebas esta energizado, para esto usar el Multímetro en la escala correcta, en este caso, medidor de voltaje en AC y verificar que entre cada fase le esté llegando 220V.

3.

Calibrar el Piezómetro y verificar el correcto funcionamiento de los otros instrumentos de medición.

4.

Marcar las posiciones, a usar en la experiencia, en la compuerta (para regular el caudal), obtener las condiciones de funcionamiento para cada posición.

5.

Conectar las tomas de presión con las tomas del piezómetro.

6.

Colocar un trozo de cinta reflexiva en el rodete del ventilador axial para la medición de rpm.

7.

Encender el motor eléctrico y verificar el correcto sentido de giro.

8.

Se coloca el regulador de compuerta en la primera posición marcada previamente.

9.

Para cada posición del regulador de compuerta, tomar los siguientes datos: presión total, presión estática (ambas a la salida) y la intensidad de corriente manteniendo las RPM constantes.

10. Colocar el regulador de compuerta en la segunda posición y repetir el paso 9, luego en la tercera posición y así sucesivamente hasta la última posición.

34

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Figura 3: Caudal, velocidad y presiones.

5.- ECUACION PARA LOS VENTILADORES

Como ya sabemos, todas las ecuaciones de las bombas son aplicadas a los ventiladores, sin embargo hay q tener en cuenta que:

ALTURA DINAMICA

PDinamica  PTotal  PEstatica

Conversión de milímetros de agua a Presión en Pascales. P   agua  g  H mm de Agua

VELOCIDAD DE FLUJO

V

2

 aire

35

PTotal  PEstatica  

2

 aire

PDinamica 

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 Dónde:

PTotal: Presión Total o de Estancamiento. PEstatica: Presión Estática. Dinámica: Presión Dinámica.

CAUDAL DE AIRE

( )

6-.DATOS EXPERIMENTALES

Tabla 1: Valores tomados de la experiencia.

36

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

Tabla 2: Calculamos las Presiones en N/m2

Tabla 3: Calculamos el Caudal en m3/s

6.1.- GRAFICAS OBTENIDAS

37

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

38

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

39

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 7.-CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES.

 Podemos concluir que las mediciones obtenidas por el sonómetro nos indica que los decibeles reales son mayores que los que simulan el oído humano.  Se cometieron errores en la toma de presiones, que no permitieron calcular de forma adecuada la presión dinámica y por ende la velocidad, ya que se obtenían valores poco creíbles, lo bueno es que gracias a las mediciones directas con el anemómetro de hilo caliente se pudo obtener directamente la velocidad.  Las rpm se mantuvieron en un rango considerable pudiendo considerarse aceptable según lo planificado.  Las variaciones en las curvas de del sonómetro versus las rpm, tienen variaciones un poco bruscas esto pudo ser debido a ruidos externos al momento de tomar la medición.  Se recomienda ser precavidos al momento de tomar los datos en la experiencia.  Se recomienda usar equipos de protección, por lo menos orejeras considerando el molesto sonido del ventilador.

40

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 LABORATORIO N°5

ENSAYO DE ALABES DE VENTILADORES AXIALES (PEQUEÑO) 1.- OBJETIVOS:

 Construir la curva característica de operación de los diferentes alabes de ventiladores axiales, como son de un alabe sin rugosidad, el mismo alabe pero con rugosidad y de un alabe con garras.  Comparar las curvas características de operación de los diferentes alabes.  Comprender los parámetros e interpretar los datos obtenidos. 2.- FUNDAMENTO TEORICO: Un ventilador es una máquina rotativa que pone el aire, o un gas, en movimiento. Se puede definir también como una turbomáquina que transmite energía para generar la presión necesaria para mantener un flujo continuo de aire.

Dentro de una clasificación general de máquinas, los ventiladores son turbomáquinas hidráulicas, tipo generador, para gases.

Un ventilador consta en esencia de un motor de accionamiento, generalmente eléctrico, con los dispositivos de control propios de los mismos: arranque, regulación de velocidad, conmutación de polaridad, etc. y un propulsor giratorio en contacto con el aire, al que le transmite energía. Este propulsor adopta la forma de rodete con álabes, en el caso del tipo centrífugo, o de una hélice con palas de silueta y en número diverso, en el caso de los axiales.

El conjunto, o por lo menos el rodete o la hélice, van envueltos por una caja con paredes de cierre en forma de espiral para los centrífugos y por un marco plano o una envoltura tubular en los axiales. La envolvente tubular puede llevar una reja radial de álabes fijos a la entrada o salida de la hélice, llamada directriz, que guía el aire, para aumentar la presión y el rendimiento del aparato

41

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 VENTILADOR:

Maquina rotativa que transmite energía al fluido que circula por ella, bajo la forma de aumento de presión Flujo volumétrico determinado para la densidad del aire.

CAUDAL:

PRESION ESTATICA:

Presión del aire debida solo a su grado de compresión. Puede ser positiva o negativa. En el ventilador es la diferencia entre la presión estática de salida y la presión total a la entrada.

PRESION DINAMICA:

Presión del aire debida solo a su movimiento. La presión dinámica puede ser solo positiva. En el ventilador será la correspondiente al promedio de las velocidades a la salida del ventilador.

PRESION TOTAL:

Presión del aire debida a su compresión y movimiento. Es la suma algebraica de las presiones dinámica y estática en un punto determinado. Por lo tanto, si el aire está en reposo, la presión total es igual a la presión estática. En el ventilador será la diferencia entre las presiones totales determinadas a la salida y a la entrada del mismo.

3.-INSTRUMENTACION

         

Ventilador Axial Motor eléctrico Piezómetro. Regulador de compuerta Voltímetro. Amperímetro. Convertidor de voltaje. Regulador de voltaje. Sonómetro. Tacómetro.

4.- PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL

11. 12. 13. 14. 15.

Instalación de los equipos de regulador de voltaje y variador de voltaje. Regular el piezómetro. Encender el motor eléctrico. Se coloca el regulador de compuerta en la primera posición marcada previamente. Para cada posición del regulador de compuerta, tomar los siguientes datos: presión total, presión estática (ambas a la salida y a la entrada), la intensidad de corriente, las RPM, la medida del sonido en las escalas A y C.

42

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 16. Colocar el regulador de compuerta en la segunda posición y repetir el paso 5, luego en la tercera posición y así sucesivamente hasta la sétima posición.

43

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

5.- ECUACION PARA LOS VENTILADORES

Como ya sabemos, todas las ecuaciones de las bombas son aplicadas a los ventiladores, sin embargo hay que tener en cuenta que:

ALTURA DINAMICA

VELOCIDAD DE FLUJO

√

44

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 Dónde:

VMAX = Velocidad máxima en la sección (m/s).

PDIN = Presión dinámica, en centímetros de columna de agua.

ρ agua = densidad del agua ( 999.29 Kg/m3)

ρ aire = densidad del aire en Arequipa ( 0.911 Kg/m3)

Vmed = Vmax * K

Donde:

Vmed =Velocidad media de la sección (m/s)

CAUDAL DE AIRE

45

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

D = Diámetro de la sección del ducto (m).

CALCULO DE LA POTENCIA AERODINÁMICA “ Pa “

: Potencia aerodinámica en HP.

Densidad del agua en kg/m3

ρ :

:

Caudal en m3/min

h t: Diferencia de presión total a la salida creada por el ventilador, en cm de agua.

CALCULO DE LA POTENCIA DEL VENTILADOR (Pe)

Pe = V*I / 746

: Potencia del ventilador en HP

V : Voltaje

: Intensidad de corriente.

46

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 CALCULO DE LA EFICIENCIA TOTAL η t = Pa/Pe 6-.DATOS EXPERIMENTALES: ALABE AXIAL RUIDO VOLTAJE AMPERAJE ESCALA ESCALA (CC) (A) (A) (C)

RPM

ANGULO P(estática en DE la entrada: APERTURA mm c a)

P(estática en la salida: mm c a)

P(total en la salida: mm c a)

84.2

96

12

4

2430

0

-2

-2

2

86

103

12

4

2425

15

-2

-2

2

85

102

12

5

2375

30

-2

-2

2

85

98

12

5

2320

45

-2

-4

2

82

93

12

5.5

2282

60

-2

-6

2

79

88

12

5.5

2282

75

-2

-6

2

77

86

12

5

2282

90

-2

-6

0

6.1- RESULTADOS:

P(total en la salida: cm c a)

P(dinámica, salida: cm c a)

0.2

0.4

556.695012

489.89161 30.1626264

0.013219829

0.06434316

20.5458182

0.2

0.4

556.695012

489.89161 30.1626264

0.013219829

0.06434316

20.5458182

0.2

0.4

556.695012

489.89161 30.1626264

0.013219829

0.08042895

16.4366545

0.2

0.6

681.80936

36.941522

0.016190918

0.08042895

20.1307083

0.2

0.8

787.285636

692.811359 42.6563954

0.018695662

0.08847185

21.1317634

0.2

0.8

787.285636

692.811359 42.6563954

0.018695662

0.08847185

21.1317634

0

0.6

681.80936

0

0.08042895

0

47

VELOCIDAD VELOCIDAD MAXIMA MEDIA (m/min) (m/min)

599.992237

599.992237

CAUDAL (m3/min)

36.941522

POTENCIA AERODINAMICA (Hp)

POTENCIA ELECTRICA EFICIENCIA (Hp)

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 6.2.- GRAFICA 01

48

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 6.3.- GRAFICA 02

49

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 6.4.- GRAFICA 03

50

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013 6.5.- GRAFICA 04

51

ENSAYOS DE TURBOMAQUINAS 2013

7.-CONCLUSIONES

 Al aumentar rugosidad la eficiencia disminuye y el ruido también.  Al ponerle garras al alabe del ventilador axial la eficiencia disminuye y el ruido casi permanece contante.  Las gráficas obtenidas muestran las tendencias de las curvas respectivas, algunas de ellas un poco diferentes a las curvas teóricas, todo esto debido a los errores de los instrumentos y a la imprecisión de la toma y la lectura de datos.  El desarrollo de la experiencia nos ha llevado a ver el funcionamiento de este tipo de ventiladores, aunque no haya sido muy precisa la experiencia, la conclusión principal sería la mejora de funcionamiento a más altas revoluciones, las pérdidas resultan muy elevadas debido a muchos factores que en el futuro se tratarán de corregir.  Los criterios para seleccionar un ventilador son: -Caudal en condiciones de trabajo. -Rendimiento para el caudal requerido. -La presión estática o total -Las condiciones de trabajo: densidad, temperatura, composición del aire, humedad. -Velocidad de salida máxima. -RPM.

52

porcentaje de