unidad 1 maquinas de fluidos compresibles

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 271

Aletas de guía

Ventilador\.

Codo redondeado Codo cuadrado

Fig. 22 Hay que evitar los codos colocados contra ’
la rotación de la rueda del ventilador

Fig. 20 Las aletas de guía hacen que el flujo pase col o voluta. Dado que la presión de velocidad (energía ’
con suavidad en la caja de entrada cinética) es proporcional al cuadrado de la velocidad, es
mayor en la salida del ventilador que corriente abajo, en
Los efectos inesperados del sistema pueden hacer que donde ya se uniformó la velocidad. Dado que la presión
el funcionamiento del ventilador sea inestable. Si el ven- total es más 0 menos constante, la presión estática no se
tilador y el sistema tienen la concordancia correcta, el produce por completo hasta llegar a cierto punto co-
punto de operación debe estar dentro de los límites (ran- rriente abajo.
go) estables (Fig. 2). Pero una pérdida en el sistema
puede desplazar el punto de operación hacia la izquier- Por lo general, se requiere una longitud de dueto de
da, a la zona inestable. Si ocurre, hay que alterar el sis- 2.5 a 6 diámetros en la salida para que el ventilador pro-
tema para producir más flujo en el ventilador sin duzca su presión nominal total. Si no hay dueto de sali-
aumentar la resistencia, por ejemplo, con la instalación da, ocurrirá una pérdida de presión estática igual a la
de duetos más grandes, de modo que el punto de opera- mitad de la presión de velocidad en la salida. Esto se de-
ción vuelva a los límites estables. La opción es reempla- be considerar como parte de la resistencia del .sistema,
zar el ventilador por otro que tenga estabilidad inheren- al especificar el rendimiento del ventilador.
te 0 sea más pequeño.

Se debe recordar que una pérdida por efecto del siste-
ma no se puede observar en pruebas de éste; la pérdida
ocurre dentro del ventilador; pero se debe tener en
cuenta en la selección y dimensionamiento,
Duetos de descarga

El aire descargado de un ventilador tiene un perfil de
velocidad que no es uniforme (Fig. 21), en vez de ser
uniforme. Esto se debe a que la aceleración centrífuga
en el ventilador fuerza al aire hacia el exterior del cara-

‘Dueto de salida Flujo de entrada

‘Cubierta del ventilador Fig. 23 La obstrucción en la entrada del ventilador
altera el rendimiento
Fig. 21 La descarga del ventilador centrífugo tiene
perfil de velocidad que no es uniforme

272 VENTILADORES Y SOPLADORES Tabla II Pérdida de presión por efecto del sistema
con obstrucciones en la entrada
La velocidad de salida determina la longitud del duc-
to necesaria para que la pérdida de presión estática sea Pérdida de presión,
despreciable. Para velocidades de 2 500 ft/min o menos,
son suficientes 2.5 diámetros de dueto. A más de 2 500 In manom6trica.s de agua
ft/min, se requiere un diámetro adicional por cada 1 000
ft/min de aumento. Distancia desde la entrada 3000 4 000 5 000
hasta la obstrucción -ftlmin -ftlmin -ft/min
Hay que evitar los codos en la salida y en la entrada.
Si se necesitan por las limitaciones de espacio, la vuelta 314 del diám. de entrada 0.12 0.22 0.34
debe ser en el mismo sentido que la rotación de la rueda. 112 del diám. de entrada 0.23 0.40 0.62
Una vuelta en sentido contrario, (Fig. 22) provocará 1/3 del diám. pe entrada 1.07
pérdida de presión estática, y la severidad de ésta de- 1/4 del diám. de entrada 0.38 0.68
pende de la distancia entre la salida y la vuelta. 1.05 1.55
0.58
Obstrucciones en la entrada y en la salida
Cuando el ventilador está instalado en un pleno o hay
Las obstrucciones que aumentan las pérdidas en el una obstrucción cercana, tienen que considerarse los
sistema pueden ser tan notorias como un sombrero cóni- efectos sobre el flujo de entrada. En la figura 23 se ilus-
co en la chimenea, que puede producir una pérdida tra la forma en que el pleno puede producir un flujo no
igual a la presión de velocidad. 0 pueden ser menos no- uniforme, que se refleja en pérdidas en el sistema.
torias, como una transmisión con banda montada direc-
tamente frente a la entrada, como ocurre en el ventila- En la tabla II se presentan las pérdidas típicas por
dor de doble anchura y doble entrada de la figura 12. efecto del sistema a causa de las obstrucciones en la en-
trada. Las pérdidas aumentan con la velocidad y dismi-
nuyen con la distancia entre el ventilador y la
obstrucción. Al igual que las otras pérdidas por efecto
del sistema, se deben sumar a la resistencia en éste al es-
pecificar o dimensionar el ventilador.

Tfent1’ladores de plástico reforzado con fibra de vidrio

El plástico reforzado con libra de vidrio (PRF, sigla PRF en esos sistemas. Las plantas de tratamiento de
en inglés FRP), conocido también como plástico refor- aguas negras y los sistemas de extracción de laboratorios
zado con vidrio (PRV, sigla en inglés, GRP), única- son otras aplicaciones potenciales.
mente como plástico reforzado y resina termoendureci-
ble reforzada, hecho con resinas de poliéster o de éster En general los ventiladores de FRP pueden ser una
de vinilo de grado químico, resiste la corrosión igual o opción económica en comparación con los de acero ino-
mejor que los materiales de precio más alto, como el ti- xidable u otras aleaciones, en donde hay corrosión y la
tanio o las aleaciones de alto níquel. En general, el PRF temperatura es menor de 250’F. Incluso un ventilador
se utiliza mucho para el manejo de vapores de ácidos y de este tipo puede dar mejor rendimiento que los de ale-
de muchos productos químicos inorgánicos y orgánicos, aciones especiales en el manejo de corrientes de aire par-
pero no para disolventes orgánicos. Su límite de tempe- ticularmente corrosivas para los metales.
ratura es de 250“F o menor.
Composición del PRF
Cuando se utiliza el PRF para un sistema de manejo
de aire, es lógico que el ventilador debe ser también del La denominación de PRF se aplica a una gran canti-
mismo material. Por ejemplo, los ácidos utilizados para dad de plásticos reforzados con libra de vidrio, por
la limpieza de acero inoxidable son de necesidad los que ejemplo, gabinetes para máquinas de oficina, que podrí-
pueden atacarlo. En un sistema de este tipo, los tanques an ser de plásticos no resistentes a la corrosión, reforza-
de ácido, las campanas de control de vapores, los duc- dos con mica, y que también llaman a la ligera PRF. Sin
tos, los lavadores de aire y los ventiladores se suelen ha- embargo, el utilizado para recipientes y equipo de pro-
cer con PRF, porque resiste la corrosión por el ácido y cesos, como los ventiladores, consta de alrededor de un
cuesta menos que las aleaciones metálicas de resistencia 30% en peso de fibras de vidrio o, a veces, de otras, a
comparable. las que se a*plica un revestimiento 0 apresto para mejo-
rar su aglutinación con la resina, y alrededor del 70%
Las aplicaciones potenciales del PRF incluyen cual- en peso de una resina de poliester o de éster de vinilo,
quier proceso en el cual hay que atrapar, mover, limpiar resistente a la corrosión.
o descargar vapores corrosivos. En la actualidad, la apli-
cación más frecuente de los ventiladores de PRF es en Las fibras dan la resistencia física, y la resina, la resis-
sistemas de lavado de vapores; el propio lavador puede tencia a la corrosión y rigidez para poder trabajar el pro-
ser de ese material o de alguna aleación especial, pero ducto. A veces, se utilizan fibras que no son de vidrio,
se suele preferir el PRF. En los procesos de galvaniza- para dar propiedades especiales, por ejemplo, de grafito
ción, grabación al aguafuerte y limpieza en ácido se em- para tener mayor resistencia a la tracción, y de aramida,
plean muchas veces campañas y duetos de PRF y como el Kevlar, para impartir tenacidad. Pero el PRF
también, en un número cada vez mayor, ventiladores de utilizado en equipo para proceso por lo común tiene fi-

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 273

bras de vidrio porque son más económicas y fáciles de Fig. 25 En los ventiladores de PRF más pequeños
trabajar; las fibras de grafito, por ejemplo, son más difí- las mitades de la cubierta están atornilladas
ciles de manejar y no se aglutinan tan bien como el vi-
drio. el interior de la cubierta se obtiene una superficie lisa.
Las bridas forman un lomo que refuerza la cubierta. El
La resistencia del PRF a la corrosión depende de la subconjunto de entrada de aire normalmente se atorni-
resina. Las resinas para equipo de procesos tienen fórmu- lla para facilitar el acceso.
las para obtener máxima resistencia a la corrosión y cues-
tan dos o tres veces más que las empleadas para otros Las cubiertas más pequeñas de PRF se moldean por
productos, como los cascos de poliéster para lanchas. mitades, pero suelen ser atornilladas (Fig. 25). Al des-
montar el lado de entrada, se tiene acceso para desmon-
En un ventilador se utilizan diferentes resinas en la tar o instalar la rueda del ventilador.
rueda y en las cubiertas. Los ésteres de vinilo son más
dúctiles y forman uniones más fuertes; por ello, es el que También, la construcción de las ruedas grandes es di-
se emplea casi siempre para las ruedas, que deben so- ferente al de las pequeñas. Las pequeñas es común que
portar esfuerzos dinámicos. Las cubiertas, por otra par-
te, se suelen hacer a base de poliéster.

Construcción de los ventiladores de PRF

La fabricación de piezas con PRF es similar a la cola-
da de metales. Se utiliza un modelo para hacer un molde
para la pieza. En un ventilador las superficies para el
paso del aire en la cubierta deben ser lisas, para minimi-
zar la resistencia y evitar la acumulación de partículas
arrastradas por el aire. Por ello, se requieren moldes
macho, en vez de moldes hembra, como en la fundición.
La superficie exterior lisa del molde configura la superfi-
cie interna de la cubierta.
/ Las piezas hechas con moldes machos deben ser des-
montables; por tanto, las cubiertas se hacen en dos mi-
tades con bridas pareadas. En los ventiladores más
grandes (Fig. 24) las dos mitades se pegan en forma per-
manente, por medio de un llenador de PRF entre las
bridas, con una laminación colocada sobre la unión en

-. .-

Fig. 24 En los ventiladores de PRF grandes las
mitades de le cubierta esthn unidas en
forma permanente Fig. 26 Las ruedas para los ventiladores de PRF
pequeños son de una pieza

274 VENTILADORES Y SOPLADORES La construcción de la cubierta del ventilador debe ajustarse
hagan mediante el vaciado o formación a presión en a la norma ASTM C 582, aplicable a todo el equipo de
moldes por completo cerrados (Fig. 26). Para hacer las procesos de PRF. Se puede utilizar la misma resina en
ruedas grandes, (Fig. 27) se ensamblan y pegan las pie- toda la cubierta, salvo acuerdo en contrario del fabri-
zas moldeadas: aspas de la rueda, placas frontales y pos- cante y el usuario para utilizar resinas diferentes en dis-
teriores y cubos. tintas capas del laminado. Para probar la rigidez
estructural de la cubierta (o un prototipo), se hace fun-
A menudo se incluyen anillos macizos de PRF para cionar el ventilador con la entrada cerrada y la salida
balanceo, en los diámetros exteriores de las placas fron- abierta. La flexión hacia dentro no debe ser mayor del
tales y posteriores. Esto permite al constructor el balan- 0.5% del diámetro de la rueda.
ceo de la rueda, y estática, y dinámicamente, mediante
el esmerilado de los anillos. Los sujetadores, cubos y árboles deben ser de material re-
sistente a la corrosión o estar encapsulados en uno que
La misma fibra de vidrio tiene resistencia a los pro- lo sea. Es decir, los tornillos deben estar empotrados y
ductos químicos limitada. La resina de la resistencia a cubiertos por completo; los árboles se deben proteger
la corrosión, 7 una superficie de resina pura ofrece má- con una camisa de PRF o de aleación, a todo lo largo
xima resistencia. Por desgracia, la resina pura es débil de la cubierta.
y quebradiza; si se aplica en una capa muy gruesa, se
puede agrietar. La velocidad segura de funcionamiento de la rueda se deter-
mina por experiencia o mediante prueba destructiva, en
En un ventilador de PRF las superficies que requie- las cuales se hace trabajar la rueda a velocidad creciente
ren máxima resistencia a la corrosión se revisten con hasta que falla y, luego, se reduce esa velocidad de falla
una capa delgada de resina pura, que puede incluir una en un factor de seguridad. La velocidad segura de fun-
capa delgada de fibra (llamado velo) para reforzarla. Es- cionamiento depende de la raíz cuadrada del módulo de
te velo puede ser de fibra de vidrio; pero para los vapo flexión del material que, a su vez, depende de la tempe-
res que atacan el vidrio con intensidad se prefiere uno ratura.
de poliéster.
Normas para los ventiladores de PRF Por ejemplo, si una rueda de PRF de ventilador tiene
una velocidad segura de funcionamiento de 1 000 rpm
Si falla un ventilador en un sistema de control de va- a 70’F y su módulo de flexión a 200°F es tan sólo del
-pores, se puede detener todo el proceso. La importancia 88 % , entonces su velocidad segura de funcionamiento a
200’F será el 94% de aquella a 70“F, o sean 940 rpm.
de la confiabilidad dio origen ala norma D 4167 (“Stan- El módulo de flexión del PRF cae con rapidez a más de
dard Specification for Fiber-Reinforced Plastic Fans 250°F, por lo cual los ventiladores de este material rara
and Blowers”) de la Ameritan Soc. for Testing and Ma- vez se utilizan a una temperatura más alta.
terials (ASTM).
Resistencia a la producción de chispas. El contacto entre
En esta norma se definen las especificaciones mínimas las piezas de PRF, por lo general, no produce chispas.
para la construcción de los componentes principales, y Pero si el ventilador maneja aire seco, se pueden produ-
algunos de sus detalles son: cir cargas electrostáticas en las superficies de la rueda y
la cubierta, porque este material es mal conductor. Pero
Fig. 27 Las ruedas para los ventiladores de PRF se le puede dar resistencia a la producción de chispas si
más grandes se ensamblan a partir de se incluyen fibras de grafito en esas superficies para ha-
piezas moldeadas cerlas conductoras y conectan a tierra las capas superfi-
ciales de la cubierta (Fig. 28). La norma dispone que la
resistividad aceptable no será mayor de 100 megohms
entre todos los puntos de las superficies de paso del aire
y tierra.

El balanceo dinámico se logra al balancear el conjunto de
rueda y árbol, como unidad separada, o bien, si se ba-
lancea la rueda ya instalada en el ventilador; algunos fa-
bricantes hacen las dos cosas. Para corregir el
desbalanceo, se esmerilan los anillos de equilibrio inte-
grados en la rueda con ese fin, o se añaden pesos metáli-
cos, resistentes a la corrosión o encapsulados, en donde
se necesiten.
Especificaciones de los ventiladores

Los criterios para selección y especificación descritos
se aplican por igual a los ventiladores de PRF y sus siste-
mas, así como a los metálicos, pero aquellos tienen algu-
nas complejidades especiales.

Una, es la selección de la resina; siempre que sea po-
sible, hay que utilizar la estándar del fabricante. Esto

VENTILADORES Y SISTEMAS DE LOS VENTILADORES 275

Fig. 29 La cubierta conductora y los cinchos de quiera que sea la disposición, los cojinetes deben estar
tierra hacen que el ventilador de PRF sea visibles y accesibles.
resistente a la formación de chispas
Las filtraciones por el agujero del árbol suelen ser ha-
mantiene bajos los costos y reduce las demoras en la en- cia el interior cuando el ventilador está en marcha.
trega, porque el fabricante puede emplear piezas están- Cuando las cubiertas están a presión o hay otra posibili-
dar. Si una resina estándar para la rueda no es aceptable dad de que escapen los vapores, se recomienda utilizar
para un servicio particular, es más lógico encapsular la un sello en el árbol. Los sellos con pestaña lubricada o
rueda con una resina adecuada, que construir una rue- los prensaestopas suelen estar disponibles como acceso-
da especial; no todas las resinas pueden ser adecuadas rios.
para las ruedas, y habrá que partir de la nada para esta-
blecer la velocidad segura de funcionamiento. Las conexiones para los duetos no siempre reciben la
atención que merecen. Muchas veces los ventiladores
En los ventiladores para manejar vapores combusti- pequeños de PRF se sujetan en los duetos con tornillos
bles o que puedan quedar expuestos al fuego, puede ser grandes y costosos, porque quien hace la especificación
deseable una cubierta retardadora del fuego; para ello, está acostumbrado a las conexiones para tubos a alta
se puede agregar trióxido de antimonio a la resina. La presión. Los duetos de PRF no necesitan bridas de tor-
Norma ASTM no permite el empleo de esos aditivos en nillo para 150 psi, pues existe la especificación PS-15-69
las resinas para las ruedas porque disminuyen la traslu- de la National Bureau of Standards al respecto.
cidez del PRF y obstruyen la inspección visual para ver
si hay defectos en la rueda. Los duetos se pueden fijar a los ventiladores con una
brida, una junta deslizable (camisa flexible) o una unión
Un ventilador de PRF que maneje vapores combusti- a tope. Las conexiones de salida suelen ser con brida; los
bles tampoco debe producir chispas. Ya se describió lo fabricantes normalmente ofrecen piezas de transición o
que puede hacerse para que un ventilador conduzca la adaptadores para poder acoplar una salida redonda con
electricidad estática a tierra. El usuario completa la ins- un dueto rectangular. Las conexiones de entrada son
talación al conectar la base a tierra. con brida o de junta deslizable. Las conexiones desliza-
bles evitan la transmisiôn de vibraciones del ventilador
Los ventiladores en servicio corrosivo requieren dis- al dueto, pero requieren cuidado porque la succión en
posiciones de la transformación en las que los cojinetes la entrada puede mover la camisa hacia la entrada y
y el motor estén fuera y separados de la corriente de gas. producir una obstrucción. Hay que seleccionar con cui-
En la figura ll se ilustran siete disposiciones comunes. dado las uniones a tope porque son permanentes e impi-
De ellas, la 1, 8, 9 y 10 son aceptables en servicio corro- den el acceso al interior del ventilador.
sivo. En la figura 29 se ilustra un ventilador de PRF con
la disposición número 1. La disposición 4, que tiene el Fig. 29 Los cojinetes deben estar visibles y
árbol en la corriente del gas, y las 3 y 7, en que los coji- accesibles cuando se manejan vapores
netes están en esa corriente, no son aceptables. Cual- corrosivos

276 VENTILADORES Y SOPLADORES
Los autores

J o h n E . T h o m p s o n e s Senior
Product M a n n a g e r d e T h e N e w
York Blower Co., 7660 Quincy St.,
Willowbrook, IL 60521. Su primer
trabajo fue en la planta donde labo-
ró en in$eniería, i n v e s t i g a c i ó n y
servicio a clientes antes de ser trans-
ferido a mercadeo. Sus obligaciones
recientes han incluido la dirección
del grupo de apoyo de mercadeo y
servicio, redacción y publicación de
gran parte de la literatura técnica de
la empresa y ayuda a los diseñado-
res de productos en la aplicación de
de mercados.

C. Jack Trickler es vicepresidente
de Corporate Development de The
New York Blower Co., 171 Factory
St., LaPorte, IN 46350. Anterior-
mente fue el ingeniero jefe y luego ge-
rente general de manufactura. Tiene
título de ingeniero mecánico por el
Illinois Institute of Technology y es
ingeniero registrado en Illinois e In-
diana. Fue presidente del comité de
AMCA que estableció el código para
pruebas de ruido y del comité de
ASTM que redactó la norma para los
ventiladores de PRF.

Establecimiento de la
curva de rendimiento de
u. n ventilador centrífugo

Se establece un grupo compacto de ecuaciones, a partir de los análisis de la
cantidad de movimiento y termodinámicos, fácilmente adaptable para programación
en computadora, con el fin de describir las características de los ventiladores.

David K Eads, Rohm and Haas Delaware Valley, Inc.

A menudo surge la necesidad de determinar la curva total, qr o a su equivalente, el coeficiente de pérdida 4
d e endimiento de un ventilador centrífugo instalado = 1 - qr. Con la aplicación del Teorema Pi de Buc-
fu/e funciona a velocidad constante. Cuando la densidad kingham, se correlacionan el ángulo de descarga y el CO-
del gas y las revoluciones por minuto difieren mucho de eficiente de pérdida con una función de la razón de la
aquellos en las que se basan las tablas de capacidades energía cinética a la energía de presión.
nominales múltiples preparadas por los fabricantes, el
establecimiento de esa curva puede ser muy complicado. Este conjunto compacto de dos ecuaciones con dos
funciones empíricas (que se pueden expresar en forma
Por supuesto, se pueden aplicar las leyes clásicas de gráfica o por medio de ajustes empíricos de curvas) sir-
los ventiladores en conjunción con: 1) las tablas para ca- ven para describir el comportamiento de un ventilador
pacidades nominales múltiples que cubren los límites particular y, cuando se mantiene la semejanza geomktrica
correctos de condiciones o 2) las curvas de porcentaje si completa, sirve para todos los ventiladores de la serie.
se dispone de la información auxiliar de requisito acerca Una vez establecidas las curvas, no se necesita más in-
de las condiciones de referencia correspondientes. Sin formación auxiliar, que no sea el tipo y dimensiones del
embargo, pueden surgir serios problemas de exactitud ventilador, para utilizarlas.
con ambos procedimientos, en especial si el ingeniero no
está familiarizado con ellos. Además, es una labor com- Con el empleo de las correlaciones, se escribió un pro-
pleja y difícil convertir esos datos y leyes en un modelo grama sencillo para computadora que coincidió con ta-
de computadora para un proceso. blas seleccionadas de ventiladores en más de 1% en todo
el intervalo (rango) cubierto por las tablas. Luego se es-
En este artículo se expondrá una serie compacta de cribió un programa algo más complejo para generar
relaciones, basadas en el comportamiento fundamental curvas de rendimiento para rpm constantes.
del ventilador, para establecer las curvas de rendimien-
to. Consta de dos partes básicas: aplicación de la ley de Consideraciones respecto a la cantidad de
conservación de la cantidad de movimiento, para rela- movimiento
cionar la energía de entrada del árbol con la confígura-
ción, velocidad, propiedades del fluido y condiciones de En la figura 1 se presenta una rueda de ventilador hi-
operación, y la aplicación de las leyes de la termodiná- potética con diámetro D y anchura Wde puntas con aro
mica para relacionar las pérdidas de energía con las con- de refuerzo, que gira a una velocidad angular w. Aun-
diciones de operación. que las características de las aletas de guía son de vital
interés para el diseñador, en el problema inmediato la
Las consideraciones respecto a la cantidad de movi- preocupación es el ángulo medio /3 con el cual sale el gas
miento conducen a una variación en la ecuación básica de la rueda y que se mide a partir de una tangente a la
para diseño de ventiladores, que incluye el ángulo efec- periferia en el punto de salida.
tivo de descarga, /3. Las consideraciones termodinámi-
cas llevan a la expresión usual de la eficiencia mecánica

278 VENTILADORES Y SOPLADORES

Fig. 1 Análisis vectorial de una pasada en una
/rueda de ventilador

Si se supone que el caudal (gasto) total de masa, m,
se distribuye con uniformidad en la periferia de la rue-
da, entonces el momento de torsión T que se debe apli-
car a la rueda se puede obtener con la aplicación del
principio de conservasión de la cantidad de movimien-
to, es decir

7 = A(mJ’,r)/g, (1)

en donde VU es la componente de la velocidad tangen-
cial absoluta y r es el radio de la rueda.

En los ventiladores centrífugos con entrada axial y en
las condiciones usuales para prueba, la aportación de la
entrada es despreciable o cero y se puede escribir la
ecuación como

T = mV,r/g, (2)

La potencia requerida es el producto de la velocidad
angular y el momento de torsión. Al expresar la entrada
de potencia como entrada de energía por unidad de ma-
sa, entonces:

Wea = p/m = rw/m = 2rNrV,/g, = pV/F (3)

Si se tiene en cuenta que 2nNr es la velocidad u, en
las puntas, se tendría

WC2 = utv,/g, (4)

Con base en la figura 1, el análisis vectorial produce:

Vu = Ut - v, = ut - V,cotB (5)

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 279

1.0 compresible y de que no hay cambio apreciable en la
elevación, se muestra con facilidad que:

AE, = AEk + AE, = Wfo - 6E. (12)

en donde W?,? es la entrada de potencia en el árbol, 6E
es la energía de entrada degradada a energía térmica,
según lo exige la segunda ley de la termodinámica y

Ganancia de energía de presión = AEp = VAP (13)
Ganancia de energía cinética = AE, = 1/2u2/g, (14)

= (F/J2/2g,

10 u.01 0.1 O.01 Este resultado es independiente de si se transfiere o no
au 7 1.0 cualquier energía térmica al fluido cuando se mueve en
el ventilador. La ecuación corresponde exactamente a lo
Fig. 2 Curvas de correlación de un ventilador que a veces se llama balance de energía mecánica con
fricción, que a menudo se presenta como si fuera intuiti-
particular con aspas de curvatura hacia atrás vamente evidente.

con aro de refuerzo La pérdida de energía, según la segunda ley, se puede
identificar con las pérdidas de entrada en el árbol, y es
y por tanto, (6) conveniente definir un nuevo término, 6:
ya = (ut2 - utv, cot BYg,

El valor de Vr se obtiene con un simple balance de c$ = SE/W lo (15)
materiales como:
como la fracción de la entrada de energía en el árbol que
Vr = F/aDW (7) se convierte en energía térmica debido a las pérdidas por
(8) fricción. Ahora, el balance de energía se vuelve:

y la expresión para Wrn se puede escribir como: q= Y,(l-4) (16)
Si se tiene en cuenta que:
Wea = AE, - AE, cot ,0

en donde:

qt = 1 - 4 = Et/ WC” (17)

Las variables Wta, AEo y AE, son todas en términos es evidente que (1 - 6) corresponde exactamente a la
de energía por unidad de masa de fluido que pasa por definición usual de q7 que se llama eficiencia total o
el rotor. Dato que cot /3 es de cero cuando /3 es de 90°, eficiencia mecánica total del ventilador.
se apreciará que AE es la entrada hipotética de energía
en el árbol por unidad de masa de fluido, cuando todo Esta relación, basada en los principios de la termodi-
el fluido sale de la rueda con una componente de la velo- námica, es rigurosamente válida hasta el grado en el
cidad tangencial absoluta igual a la velocidad en las cual sean válidas las suposiciones de que no cambió en
puntas. la elevación y de incompresibilidad; pero, también en
este caso no k ay forma de hacer una predicción anticipa-
En la práctica no se logra guiar con perfección dentro da de 4. No obstante, si se tienen datos de’experimen-
del ventilador y no hay una forma sencilla de conocer, tos, se pueden calcular los valores de 6.
en forma previa, cómo varía fl según las condiciones de
operación. Sin embargo, es evidente que si se cuenta Correlación para P
con datos de experimentos, se pueden calcular con faci-
lidad los valores efectivos de @ Por tanto, con unas Un enfoque para tener una correlación del ángulo
cuantas manipulaciones algebráicas se encuentra que: efectivo de descarga es considerar el problema como uno
de análisis dimensional. Las variables que intervienen
j3 = are tan (FN/W)/(AE, - WC”) (11) en un análisis de cantidad de movimiento se presenta en
la tabla 1. Después, la aplicación del Teorema Pi de
Por tanto, se resuelve el primer problema al relacio- Buckingham lleva a un conjunto completo de grupos
nar /3 con las condiciones de operación del ventilador. adimensionales que permiten describir un estado del sis-
tema; un conjunto permisible es:

Consideraciones termodinámicas PV/‘/F (F/Aj2/g, (FN/Vg, PAr)‘/g, A

Si se comienza con un balance general de energía de VAP ’ VAP ’ VT’ V A P ‘D2’
un ventilador, en los supuestos de que el fluido es in-
OLl ’-LF2 ’““DLi 1

280 VENTILADORES Y SOPLADORES

Tabla I Variables que intervienen en un análisis de Las consideraciones precedentes no garantizan que 4
la cantidad de movimiento de un ventilador sea sólo una función de AEJAE, y de la geometría; pe-
ro sí garantizan que si la lista de variables está correcta,
p es función de, cuando menos, AE,/AE, y de las razo-
nes geométricas.
Correlación para el coeficiente de pérdida

smia de presibn Desde un punto de vista termodipámico, no intervie-
1 de la salida de la cubierta nen los detalles del balance de la cantidad de movimien-
stante dimensional to. Por el análisis dimensional, la lista de variables es
igual que antes, excepto que no se incluyen la velocidad
ni las dimensiones de la rueda (N, D, W’). Con la aplica-
ción del Teorema Pi de Buckingham se obtiene un con-
junto completo de variables adimensionales que
describen el estado del sistema:

J& AE, A L2 2L.

* FLMO = fuerza, longitud, masa, tiempo Al reordenar la ecuación (16) y dividir entre ALE,,:

La comparación de este conjunto con los términos de s= ( 1 .%),(l - 4) (‘22)
*energía comentados indica que se puede escribir el con-
junto como:

eWa“;h-E, -AE, 0AE -A -L,, .,. Dado que se conoce, por los datos de experimentos,
que 4 tiene grandes variaciones de un conjunto a otro de
AE,‘AE,‘AE,’ AEp’D2’ D condiciones, no puede ser cierto que las pérdidas sean só-
>2)O=f (18) lo función de las características dimensionales. Sin em-
bargo, el conjunto dimensional sugiere que:
Ahora se ha encontrado que la relación que incluye a /3
es: !!L =f(A-E,, A L, -L...L

wea - AE, = AE, cot B AEP AEp r/ly”“‘L, (23)
que se puede poner en forma adimensional al dividirla y, por tanto, que:
entre AEp de modo que:

(19) qT = (1 - 4) =f($$,+, . . . +) (24)
con lo cual se forma una relación conocida entre tres de P1 1
los grupos adimensionales. La comparación con el resul-
tado dimensional de ia ecuación (18) sugiere que puede Entonces puede esperarse que sea factible una correla-
ser permisible escribir: ción empírica de 4 con AE,/AE, o con la razón gama.
Aplicación a datos
Esta relación, a su vez, sugiere que /3 se puede correla-
cionar en forma empírica con alguna función de Aunque no se dispone de datos reales directos de los
(AEJAE,) para todos los ventiladores que tengan seme- ventiladores de manera inmediata, los fabricantes publi-
janza geométrica completa. can tablas de valores nominales múltiples y curvas de
porcentajes, que están certificadas por la Air Moving
Para fines de correlación, es deseable utilizar una va- and Conditioning Assn. (AMCA). Además, la aplicabi-
riable que esté normalizada al intervalo de 0 a 1, de aquí lidad de las leyes de los ventiladores está bien estableci-
que se defina la variable: da y, por consiguiente, esas tablas y curvas son una
valiosa fuente de datos confiables.
’ = AEk + AEp
En términos más conocidos en la ingeniería de ventila- Cuando se aplicaron las técnicas sugeridas de correla-
dores, es evidente que y = carga de velocidadicarga to- ción a los datos de una tabla de un fabricante de ventila-
tal y que 1, y = 1 + carga estática/carga de velocidad. dores, se encontró que las variables /3 y 7 eran funciones
únicas de y. También se encontró que los datos repre-
sentados por las curvas de porcentaje concuerdan con
los resultados de las tablas, excepto, por supuesto, que
las curvas abarcan todo el intervalo (rango), desde el pa-
ro hasta la descarga libre. Por lo tanto, para un ventila-
dor particular se puede escribir que:

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 281

B =.fxv> (25) del más pequeño. En ambos ventiladores los ángulos de
descarga fueron constantes, de unos 160’ en el grande
4 = 1 -771=.&(y) (26) y de unos 180° en el pequeño. Se podría esperar que,
en ventiladores de bajo costo de este tipo, no se hicieran
Cuando menos en principio, las funcionesf, y f, de- esfuerzos serios por lograr precisión geométrica ni obte-
ben depender de la configuración o geometría exacta del ner datos exactos de las pruebas.
ventilador y del mecanismo de decremento por turbu-
lencia. La definición de estas funciones es un problema Relación con los coeficientes
primario en el diseño de ventiladores y no se requiere de los ventiladores
para la finalidad inmediata de correlacionar los datos de
rendimiento de un ventilador particular. En las publicaciones relacionadas con ventiladores’
son de uso común ciertos coeficientes, por ejemplo:
Pata explorar los límites de aplicabilidad de la técnica
de correlación, se examinaron tablas y curvas para rue- Coeficiente de presión: $ = 2.35 x 108AP/pD2
das de ventiladores de curvatura hacia atrás con aro de Coeficiente de flujo: +’ = 175 F/ND2 W
refuerzo, radiales con aro de refuerzo, de curvatura al Velocidad espe$ica: N, = (NFr’2/APs’4)/( V,,/ V)3’4
frente con aro de refuerzo y radiales sin aro de refuerzo.
en donde las dimensiones’que se utilizarán son: AP =
En la figura 2 se presentan las curvas de correlación in de agua, N = rpm, D = in, F = ft3/min, W = in,
de un ventilador particular con curvatura hacia atrás y V = fWlb,
aro de refuerzo, que en realidad se compró e instaló en
1980. Se establecieron a partir de un conjunto de curvas Pueden establecerse relaciones entre estos coeficientes
de rendimiento suministradas por el fabricante, las cua- y los términos presentados, al formar razones adimen-
les abarcan un intervalo (rango) de condiciones de ope- sionales de los términos de energía ya descritos. Cuando
ración mucho más amplio que las que se suelen se efectúa todo el desarrollo algebraico los resultados
encontrar en las tablas de ventiladores. son :

Tal como se esperaba, la eficiencia pasa por un máxi- 31 = (~2/g,>wpl~k) = c, w (27)
mo. La configuración de la curva del ángulo de descarga (28)
es de particular interés porque aumenta a 180” cuando l2 = r2gc tan B (&/AJ?$) = C24 (29)
se va llegando al punto de corte, como se podría suponer
de manera intuitiva. Se encontró que ocurría un com- c3 = (21’4g,3’%) (AJ3,AEo”/AEp”)“”
portamiento similar con valores de y mucho más altos = C3(DA-“2V-3’4)N,
en ruedas radiales (de aspas planas) con aro de refuerzo
y sin él. Resulta interesante agregar una cuarta razón que inclu-
‘Para la serie de ventiladores con ruedas de curvatura ye la energía de entrada en el árbol:
hacia atrás y aro de refuerzo, con diámetros de 25 a 100
in, se encontró que las curvas de correlación para todos S4 = (n’/g,) ( K,/W,) = P V/FD’M (30)
ellos eran casi idénticas dentro de los límites de las ta-
blas. Es probable que las diferencias se puedan atribuir La comparación de las expresiones para Cr, 12, {,
a las dificultades para lograr una semejanza geométrica con los coeficientes que aparecen en las publicaciones,
precisa con esas aspas de formas tan complejas. aclarará que tienen relación directa con las razones de
energía, como se indica.
Para dos ventiladores de una misma serie que tienen
aspas con puntas radiales y aro de refuerzo y ruedas de Relación con las leyes de los ventiladores
36 y 104 in de diámetro, las curvas de correlación tam-
bién fueron casi idénticas. La eficiencia máxima fue con Si F, AP y N son fijos en las condiciones de prueba del
y = 0.1, igual que el aumento en el ángulo de descarga. ventilador, entonces para uno de características geomé-
tricas fijas, todos los términos de unidades de energía,
En un ventilador particular con aspas radiales sin aro es decir, Wd BE,, AE , AEo y AE, también son fijos al
de refuerzo hubo un desacuerdo importante entre la ta- igual que las razones cfe energía que fijan el valor de ‘ir,
bla y la correspondiente curva de porcentaje del rendi- 4, N Y i-4.
miento. Sin embargo, al igual que para el tipo de este
ventilador con aro de refuerzo, el ángulo de descarga Por tanto, si se hace funcionar un ventilador prototi-
empezó a aumentar en forma pronunciada alrededor de po con algún conjunto fijo de condiciones (F, P, N), es
y = 0.1 y fue aproximadamente de 180” con y = 0.01. válido el empleo de las expresiones ({, . {,) para
Estos ventiladores se suelen seleccionar para servicio pe- determinar el efecto de las variaciones en las condiciones
sado, y no se puede esperar que sean tan perfectos geo- de funcionamiento, siempre y cuando se satisfagan 10s
métricamente y tan eficientes como los que tienen aro de requisitos de semejanza dinámica. Por supuesto, las
refuerzo. condiciones de semejanza dinámica se aplican a un va-
lor fijo de (AEJAE,) o de y. Es evidente que el conjunto
Para un par de ventiladores de servicio con curvatura de relaciones ( cI.. . . . . {,) constituye un planteamiento
al frente y ruedas de 10.5 y de 36.5 in de diámetro, las posible de las leyes de los ventiladores. Sin embargo, en
limitadas tablas suministradas por el fabricante llevaron
a las mismas formas generales de las curvas, pero con
niveles muy diferentes. Las eficiencias máximas de am-
bos fueron con y = 0.1, pero la máxima para el ventila-
dor más grande fue de 80% en comparación con 60 %

282 VENTILADORES Y SOPLADORES

Tabla II Resumen de ecuaciones, de correlación Carga (in de agua) = unidad de energía (ft-lb//b,J/
69.22. Además, con una carga y un gasto (caudal) en
ft3/min dados, la potencia (en caballos) se expresa con:

Potencia (caballos) = (caudal) (carga)/6 356.

Entonces, en los términos de uso común entre los in-
genieros especialistas en ventiladores para aire estándar
y condiciones estándar de prueba (y sólo para estas con-
diciones):

NOTA Las funciones f, y f2 se determlnan con datos experimentales y se 69.22 x (ganancia de presión estática) = AEp
expresan en forma grifvza o con ajuste empírico de curvas. Todos los 69. 22 x (ganancia total de presión) =A,!$ + dE,= AE,
termmos de energía en las ecuaciones (8) y (16) tienen las dimensiones de 6.356 x (caballaje del aire) = (ganancia total de pre-
rnergia por untdad de masa de flwdo movido por el ventilador. LaS sión) x (flujo, ft”/min)
ircuarlones (251 y (261 sólo Incluyen térmlnos adimens~onales.
caballaje del aire
la práctica, el enfoque que se ha descrito reduce el pro- eficiencia mecánica = caballaje en el árbol = ‘r
blema a un conjunto mínimo de relaciones compactas
que incluyen términos con significado físico importante. El término WC0 = 1-“=-@AE-t
por tanto, ca
Notas para aplicación
se llama a veces carga total de Euler;
Todas las ecuaciones de correlación presentadas (resu-
midas en la Tabla II), son dimensionalmente homogé- Carga máxima total = 69.22 x (carga total de Euler)
neas, salvo lo indicado en contrario, y se puede emplear teórica = W pn = AEo + AE, cot fi
cualquier sistema congruente de unidades. Pero, en la
práctica, es conveniente utilizar ecuaciones dimensiona- La carga máxima total teórica o carga total de Euler
les para manejar las unidades de medición de uso se utiliza a veces como carga máxima de referencia, y
común, como se indican en la Notación. Con esas uni- para asignarle un valor numérico se debe utilizar un va-
dades, los diversos términos para energía expresados en lor para cot @. Parece ser que algunos fabricantes utili-
(ft-lb/lbJ se expresan por: wta = 33 000 @V/I, AE, zan el valor físico de diseño de /3 para aspas con
= (hN)V 1 689 726; AEb = (FN/W/9 6 5 0 , AEP = curvatura hacia atrás.
5.204 VAP, AE, = (F/A)2/231 624.
También es útil mencionar que con aire estándar, la
Todos los términos de unidades de energía tienen (en presión de velocidad se obtiene fácilmente de la veloci-
el sistema de medición de ingeniería de FMLO) la di- dad de salida mediante la relación: presión de velocidad
mensión ft-lb/lb, y se pueden convertir en cargas en in = (velocidad de salida, ft/min/4 006)* e, igual que an-
de agua. Para aire a 70’ y con densidad de 0.075 lb/ft3, tes:
si el líquido del manómetro es agua a 70°F y con densi-
dad de 62.3 lb/ft”, se encuentra con facilidad que la 69.22 x (presión de velocidad) = AE,
conversión es:

Tabla III Conjuntos típicos de datos para la serie de ventiladores utilizada en el ejemplo

Nota: Para todos los puntos, V del aire = 13.33 @/Ib

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 283

Por último, cabe mencionar que con una calculadora AE.. = 5 204 VAP
programable pequeña, las curvas de @ y y y de vr con-,
tra y se pueden ajustar bien por medio de cuadráticas w, = (nDNj2/g,- (FN/‘W) g, cot fl
de la forma:
Fig. 4 Diagrama de flujo para un punto en una
Iny = a + b(ln y) + c(ln y)2 tabla múltiple de capacidad nominal de un
siempre y cuando se utilicen “intervalos” cortos de y y ventilador
que y sea /3, 0 VT. Por supuesto, si se cuenta con me-
dios de computación más grandes, puedan emplearse
polinomios, que cubren límites más amplios de y. Así,
la experiencia indica con amplitud que por lo general se
puèden requerir tres polinomios, uno alrededor del pun-
to de máxima eficiencia (pérdida mínima) y uno en cada
lado de la máxima.

Estos comentarios se aplican al ajuste de los datos de
las tablas de ventiladores con alta precisión. Puede ser
que, con datos reales, se pueda lograr una representa-
ción adecuada con formas funcionales más sencillas.
Ejemplo

Un fabricante de ventiladores ha publicado tablas de
valores nominales múltiples para una serie de ventilado-
res centrífugos de curvatura hacia atrás con diámetros
desde unas 12 hasta más de 100 in. Las tablas cubren
una entrada de potencia que va desde menos de 1 hasta
más de 600 hp. Para los ventiladores de esta serie, la
razón aproximada del diámetro de la rueda y la anchura
de salida del aro de refuerzo es de 5.0. La razón de la
raíz cwdrada del área de salida al diámetro de la rueda
es de 0.91 Se supone que existe una razón constante si-
milar para el área de entrada y que hay similitud geomé-
trica completa en esta serie.

Las primeras siete columnas de la tabla III contienen
conjuntos típicos de datos tomados de cuatro de las ta-
blas para esta serie de ventiladores. La reducción de es-

tos datos es muy sencilla. Por ejemplo, considérese el
primer conjunto. Con las ecuaciones ya presentadas:

AE,, = 5.204( 13.33) (0.25) = 17.35
AE, = (44 400/55.5)*/231 624 = 2 . 7 6
WC‘, = 33 OOO(2.53) (13.33/44 400) = 25.07
AE0 = (98.25 x 104)*/1 689.726 = 61.79
bEb = 44.400(104/19.65)/9 650 = 24.35
AEt = 17.35 + 2.76 = 20.11
y = 2.76/20.11 = 0 . 1 3 7
qT = 20.11/25.07 = 0 . 8 0 2
4B = are tan hE, - wea
24.35
= are tan 61.79 - 25.07 > = 33.6

i -* En la práctica, no se debe suponer que todos los venti-
ladores de una serie son iguales; hay que estudiar cada
Fig. 3 Curvas de correlación de la eficiencia y el uno por separado. Esto se hizo en la serie del ejemplo,
ángulo de descarga para el ejemplo y en realidad hay varios ventiladores más pequeños en
ella que no funcionan exactamente igual que los más
grandes presentados en la tabla III. Para problemas es-

284 VENTILADORES Y SOPLADORES

pecílicos de un ventilador particular, por supuesto no
interviene la cuestión de la congruencia entre tamaños.

Cuando los puntos de los datos de la tabla III se situa-
ron en papel log-log (más otros puntos que no están en
la tabla), se obtuvo la figura 3. Las líneas a trazos son ex-
trapolaciones más allá de los datos de la tabla. Utilizando
puntos seleccionados de las dos curvas y una calculadora
programable pequeña, se encontró que los puntos se re-
presentan bien con las expresiones:

para 0.02 < y < 0.9
In fT = - 1.2450 - 0.7891 In y - O.l368(1n y)*
In/3 = 3 . 5 6 8 8 - 0.0147 In y - O.O241(ln y)*

Estas dos relaciones se podrían utilizar en un programa
de computadora para cálculos adicionales; pero para
cálculos manuales no son necesarias, puesto que se pue-
de utilizar directamente la figura 3.

El establecimiento de las tablas para valores nomina-
les múltiples de ventiladores a partir de correlaciones,
como éstas, es un procedimiento sencillo y directo que
se programa con facilidad; en la figura 4 se presenta un
diagrama de flujo lógico.

Supóngase, por ejemplo, que un ingeniero cuenta con
un ventilador de esta serie, con rueda de 36.5 in de diá-
metro. Se desea extraer aire húmedo y caliente (muy
distinto del aire estándar) en forma directa una cámara
grande a -3.05 in de agua hacia la atmósfera ( V del aire
= 16 ft”/lb) a 14 000 ft”/min reales. El primer proble:
ma es determinar el caballaje y las rpm requeridas en el
árbol. Para ello, se aplica el procedimiento indicado en
la figura 4. (

En este ventilador, D = 36.5 in, A, = 7.70 ft*, W
= 7.3 in. Entonces:

AE,, = 5 204(16.0)(3.05) = 254.0
AEk = (14.000/7.70)*/231 624 = 14.3
AE, = 254.0 + 14.3
= 268.3
y = 14.3/268.3 = 0.053

De acuerdo con la figura 3: Fig. 5 Diagrama de flujo para un punto de una
curva de un ventilador
% = 0.90
B = 30.5; tan fi = 0.589 Por ello, la velocidad requerida es de 865 rpm y la po-
WC= = 268.3/0.90 = 298 tencia de entrada del árbol de 7.9 hp, con lo que el inge-
P = 14,000(298)/33~000(16.0) = 7.90 niero puede seleccionar el sistema motriz adecuado.
Q = 36.5*/1.689 726 = 7.88( 10-4) Debe hacerse notar que este ventilador funcionará casi
R = 14 000/9:650(7.30) (0.589) = 0.337 en el punto exacto de máxima eficiencia.
N = [(0.337 + dO.337* + 4(7.88) (10-4)(298)]/
La determinación de las curvas del ventilador, es de-
2(7.88)(10-4) cir las gráficas de AP y las necesidades de potencia con-
= 865 rpm tra el caudal con todas las demás variables constantes,
es un tanto complejo porque se requiere un procedi-
Tabla IV Puntos de datos de curvas de ventiladores miento de “tanteos”. En la figura 5 se presenta un
generados con el empleo de valores diagrama de flujo lógico para este problema, que se pue-
supuestos de 7 de utilizar como base para cálculos manuales o para un
programa de computadora. (La implantación detallada
del ciclo de búsqueda de y es un poco complicada por
la necesidad de evitar logaritmos negativos.)

Suele ser difícil obtener esas tablas o curvas; pero, a
menudo, son muy interesantes, y a veces una necesidad

ESTABLECIMIENTO DE LA CURVA DE RENDIMIENTO DE UN VENTILADOR CENTRíFUGO 285

A partir de una gráfica de y calculada contra y su-
puesta, el siguiente valor supuesto de y sería 0.0138; de
docde, acéptense los resultados a 0.014, es decir

AP = (272.9 - 3.57)/5.204(16.0)

= 3.23 in H,O
/I 1 ;O&hP” 001)/33 000( 16.0)

.r .,. En esa misma forma se calcularon los puntos con
10 000 y 18 000 ft”/min a 865 rpm, como se indica en
2. Fig. 6 Curva de ventilador trazada con los puntos la Tabla IV. En la figura 6 aparece un esquema de estos
datos de la tabla IV datos y los generados por una computadora para 750 y
1 000 rpm, con un volumen específico de 16 ft’/lb.
absoluta para el ingeniero de diseño o de operación
cuando se trata de una instalación propuesta o existente. Como se mencionó, cuando se determinó la eficiencia
Ocurre en particular cuando el ingeniero tiene que de- total a partir del valor de y, indicó que ese ventilador
terminar lo que se espera cuando las condiciones reales funcionaría en su punto de máxima eficiencia. Por esa
se desplazan del punto de funcionamiento normal. curva, sin embargo, está claro que este punto no está en
la presión pico que puede producir el ventilador, sino
Para ilustrar esa aplicación, considérese la extensión más bien en un punto en donde hay una pendiente sig-
lógica del problema de este ejemplo. Habiendo seleccjo- nificativa en la curva de ganancia de presión estática
nado una velocidad de operación y el correspondiente contra caudal (gasto).
caballaje de entrada requerido en el árbol, ahora hay
que determinar lo que podría ocurrir con las necesida- Ese punto de operación suele ser deseable, pues puede
des de caudal y las necesidades entrada de caballaje si
hubiera un desplazamiento en los requisitos del proceso. aceptar ligeros cambios en la demanda y por consiguien-
te, tener funcionamiento estable.
Como es natural, se necesita al menos una parte de
una curva del ventilador, por lo cual se procede a esta- Por último, hay que mencionar que en las estimacio-
blecer puntos en ambos lados del punto inicial de fun- nes para 7 000 ft”/min, se extrapolaron las curvas más
cionamiento. De acuerdo con la figura 5, supóngase allá de los datos disponibles, lo cual es un procedimientó
primero un caudal de 7 000 ft’/min reales. arriesgado. No obstante, los resultados indican la
presión máxima que puede producir el ventilador a esta
AE, = (36.5 x 865)“/1 689,726 = 589.9 velocidad, y sirven para identificar el límite de una re-
AE, = 7000('865/7.3)/9650 = 85.95 gión de operación que normalmente no recomiendan los
AE, = (7 OOO/7.70)2/231 624 = 3.568 fabricantes.

Supóngase un valor experimental de y, = 0.015 y, Referencias
luego, con la figura 3:
1. Jorgensen, R., “Fan E ngineering,” 7th ed., 1970, Buffalo Forge Co., Buffalo,
TjT = 0.70 N.Y.
B = 25.0 y tan /3 = 0.466
2. Kenney, R. J., Machrne Desp, Mar. 14, 1968, pp. 152-173.
3. AMCA Standard 210-67, “Tea Code for Air Moving Devices,” 6th ed., 1967,

Air Moving and Conditioning Assn., Inc., Arlington Heights, III.

El autor

AE, cot B = 85.95/0.466 = 184.3
w, = 589.9 - 184.3 = 405.6
AE, = 405.6(0.70) = 283.9
ye = 3.568/283.9 = 0.0126

Supóngase ahora que y,, = 0.014; entonces.

TJT = 0.68
,8 = 24.5
tan B = 0.456

AE, cot j3 = 85.95/0.456 = 188.6
yi, = 589.9 - 188.6 = 401.3
E, = 401.3(0.68) = 272.9
-ye = 3.57/272.9 = 0.0131

Considérense los
ventiladores de flujo axial
cuando se trate de mover
gases

Los centr&iigos se utilizan más, pero los axiales pueden ser mejor elección para
algunas aplicaciones. Se presentan algunos lineamientos para comparar los dos
tipos.

Howard M. Summerell, H.M. Summerell Co.

Cuando el ingeniero selecciona un ventilador, trata en una etapa, pero pueden llegar a 20 in con modifica-
de lograr el rendimiento requerido al mínimo costo. Los ciones en el diseño o con etapas múltiples. Su capacidad
“\ factores que deben influir en esta elección incluyen el puede ser hasta de 600 000 ft’/min.
costo inicial, el costo de operación, la seguridad y la con-
fiabilidad. Sin embargo, la costumbre también puede Los ventiladores centrzfupas confinan el flujo dentro de
influir, porque a menudo se escogen ventiladores centrí- una cubierta en forma de voluta o caracol y producen
fugos sin pensar siquiera en los axiales. Estos pueden te- presión por medio de dos fuerzas: la centrífuga genera-
ner menor costo inicial y ciertas ventajas, y merecen un da al hacer girar la columna de gas encerrada entre las
estudio cuidadoso.
Volumen -
Características de diseño y rendimiento
Fig. 1 Diseño y rendimiento de un ventilador
Los ventiladores axiales mueven el aire o el gas paralela- tuboaxial; nótese el patrón helicoidad del flujo
mente al eje de rotación; en los centrífugos, el flujo
es perpendicular al eje. El ventilador axial más sencillo es
el tuboaxial, llamado a veces ventilador de dueto. Como
se ilustra en la figura 1, el tuboaxial es una hélice mon-
tada en un tubo. Puede manejar gresiones estáticas has-
ta de 4 in manométricas de agua y caudales de 500 000
ft”/min y mayores. Tiene su máxima eficiencia cerca
del punto intermedio de presión pico, y su mejor punto
de operación está junto a la derecha de este pico. Su efi-
ciencia mecánica máxima (potencia de salida del flu-
jo/potencia al freno de entrada) es de un 75 % a un 80 %

El ventilador axial con aletas de guía (Fig. 2) es más
complejo. Incluye aletas de guía que corrigen el movi-
miento helicoidad impartido por la hélice. Su cubo de
gran tamaño elimina la zona de flujo ineficiente directa-
mente detrás de la hélice. El resultado es una mayor efi-
ciencia mecánica, hasta del 85%, y una mayor
capacidad de presión. Estos ventiladores por lo común
pueden manejar presión estática hasta de 9 in de agua

CONSIDÉRENSE LOS VENTILADORES DE FLUJO AXIAL CUANDO SE TRATE DE MOVER GASES 287

, Aletas de guía

Fig. 2 1 Volumen -
Fig. 4 Ventilador centrifugo con curvatura al frente
Volumen -
ra partículas que, de lo contrario, se les podrían adherir.
En los ventiladores axiales con aletas de guía, Rara vez se utilizan, excepto para corrientes que arras-
éstas enderezan el flujo de salida tran partículas pegajosas o abrasivas, aunque se pueden
conseguir con una construcción menos fuerte para servi-
aspas, y la aceleración tangencial del gas mediante las cio general.
aspas o álabes del impulsor. El centrífugo radial o de
rueda de paletas (Fig. 3) es el diseño más antiguo y sen- El ventilador centrífugo con aspas de curvatura al
cillo. Al contrario de los axiales, requiere más potencia, frente (Fig. 4) no se utiliza mucho en aplicaciones indus-
conforme aumenta el caudal. Puede manejar presiones triales pues es muy sensible a la acumulación de partícu-
estáticas de 60 in manométricas de agua o mayores. las (que tienden a desbalancearlo), y al desgaste de la
rueda. Su capacidad de presión estática es relativamente
Los ventiladores radiales tienen una eficiencia mecá- baja, de unas 4 in manométricas de agua, y su eficiencia
nica del 65 % al 70 %, menor que la de otros centrífugos mecánica máxima es aproximadamente del 70 % al 75 %
y son más costosos, porque son de construcción fuerte.
Las aspas planas resisten la abrasión más tiempo que la
mayoría de las otras aspas y tienden a lanzar cualesquie-

volumen -) Volumen-
Fig. 3 Ventilador centrífugo radial
Fig. 5 Ventilador centrífugo con inclinación hacia
atrás

288 VENTILADORES Y SOPLADORES

El centrífugo de inclinación hacia atrás es el que más
se emplea. Debido al ángulo hacia atrás de las aspas, el
gas sale de la rueda del impulsor a una velocidad más
baja que la velocidad tangencial de la rueda. Con esto
se produce presión estática de 15 in manométricas de
agua o mayor. Este ventilador es el más eficiente de los ‘. 2.500
centrífugos, y tyienue,n una eficiencia mecánica máxima de ò
entre un 75 % 80%. En la figura 5 se ilustran su 8
diseño y las curvas de rendimiento.
E
Efectos sobre la selección
;2ooa
Se examinarán las diferencias básicas del rendimiento 9.v>
entre los ventiladores axiales y los centrífugos, y cómo
influyen éstas, en la selección. En primer lugar, los ven- E
tiladores axiales pueden manejar menos presión estática c
que los centrífugos; por regla general, no más de 10 in zm 1 5 0 0
manométricas de agua en los axiales, contra 60 in o más
en los centrífugos. Debido a estas limitaciones, los axia- 5,000 10400 15.000 20.000 2 5 0 0 0
les son inadecuados en aplicaciones que requieren altas
presiones estáticas, como conducción de aire o lavado Capacidad del ventilador, f?/min de aire
con venturi, por ejemplo. Pero en la mayor parte de las
aplicaciones para ventilación y extracción se requieren Fig. 7
presiones dentro de la capacidad de los axiales. instalación

Para la misma aplicación, un ventilador axial del ta- w Menor costo inicial, que incluye un ahorro de
maño correcto será más pequeño y ligero que uno 3 500 dólares en el equipo y un costo más bajo de insta-
también de tamaño correcto, y trabajará a velocidad lación, porque su tamaño y peso son menores.
mucho más alta. El efecto respecto a la selección es que
el axial costará menos; su instalación será más barata n Requiere mayor potencia: 2.4 bhp adicionales para
porque es más ligero y sencillo y por lo común su costo el axial con aletas de guía. Con un motor eléctrico de 80%
de operación será mayor, porque su velocidad más alta de eficiencia, esto se traduce en alrededor de 2.25 kw.
exige mayor caballaje.
Si el ventilador va a trabajar 2 000 h/año y el costo
Ejemplo: Supóngase que se requiere un ventilador pa- de la energía eléctrica es de 0.05 dólareslkwh, el ahorro
ra mover 20 000 ft’/min de aire contra una presión es- anual por la electricidad, de 225 dólares, nunca com-
tática de 2 in manométricas de agua. En la tabla 1 se pensará el costo inicial más alto del ventilador centrífugo.
muestran las características de dos ventiladores, uno
axial con aletas de guía y uno centrífugo de inclinación Datos comparativos
hacia atrás, adecuados para esta aplicación. En este ca-
so, la selección del axial con aletas de guía significa: En las figuras 6 y 8 se presentan estimaciones aproxi-
madas del costo del equipo, del peso y de las necesidades
$6,000 de potencia para ventiladores axiales y centrífugos que
trabajen contra una presión estática de 1 a 3 in mano-
0 5,000 1 0 . 0 0 0 1 5 , 0 0 0 2 0 . 0 0 0 2 5 . 0 0 0 métricas de agua. Se incluyen los costos y pesos de
transmisiones y motores abiertos a prueba de goteo, y
Fan capacity, f@/min air se supone que la construcción es de Clase 1 (AMCA).
^ _” ‘:b” ,.- =;: __ I, “;’ , Los precios se basan en cotizaciones de enero de 1981.
Al igual que en el ejemplo de la tabla 1, en las figuras
Fig. 6 Comparación de costos del equipo 6 a 8 se hace ver que, por lo general, los ventiladores
axiales son menos costosos y más ligeros que los centrí-
fugos, pero consumen mayor potencia para realizar la
misma tarea. Por supuesto, las diferencias particulares
depende de aplicación.

Ruido

Los ventiladores axiales suelen ser más ruidosos que
los centrífugos. El nivel usual del ruido de un ventilador
axial es de 80 a 95 dBA, medida a 5 ft de distancia; por
contraste, en el centrífugo es aproximadamente de 70 a
90 dBA. Dado que los reglamentos de la OSHA limitan

CONSIDÉRENSE LOS VENTILADORES DE FLUJO AXIAL CUANDO SE TRATE DE MOVER GASES

Tabla I Ejemplo: El costo inicial del ventilador axial es menor, pero requiere mayor
potencia

Axial con aletas Centrífugo con
de guía inclinación.
hacia atrás

Costo de ventilador, transmisión y motor 2 007 dólares 5 507 dólares
Potencia al freno del motor 10.6 hp 8.2 hp
Velocidad del ventilador
Peso de ventilador, transmisión y motor 1 125 rpm 489 rpm
1 700 Ib 2 840 Ib
Tamaño del impulsor
38 in 49 in

Aplicación: 20 OC0 f?/min de aire, contra una presión est&ica de 2 in manométricas de agua

la exposición de los trabajadores a una intensidad de 90 n Apariencia El ventilador axial es menos estorboso,
dBA (promediado respecto al tiempo), y dado que algu- pues es más pequeño y forma parte del dueto.
nas aplicaciones críticas requieren menor nivel de ruido,
es importante tomar en cuenta el ruido al escoger entre n Capacidad. Los axiales y los centrífugos pueden
un ventilador axial y uno centrífugo. conseguirse con capacidades de hasta 500 000 ft’/min;
en los centrífugos con inclinación hacia atrás puede ser
Cuando el ruido es un factor importante, hay varias mucho más alta. Los axiales, por lo general, tienen ma-
formas de atenuarlo en el lugar de trabajo, que son: yor capacidad por unidad de peso.

w Instalar el ventilador lejos de los operarios. Una n Construcción. El ventilador centrífugo es más com-
separación adicional de 39 ft de aire disminuye el ruido plejo, requiere árboles y cojinetes más grandes y un ba-
en unos 15 dBA. lanceo más cuidadoso.

w Aplicar aislamiento acústico en la cubierta del n Costo iniciul. El motor, la transmisión y el ventila-
ventilador o en los duetos. dor axial suelen ser menos costosos.

w Utilizar una entrada de venturi para suavizar el H Instalución. El ventilador axial se puede instalar en
flujo de aire o gas hacia el ventilador. Esto disminuye la un tramo recto de tubo; el centrífugo requiere una vuel-
turbulencia en la corriente de entrada y se aminora el ta en ángulo recto. El axial por lo común es más fácil de
ruido. instalar, porque pesa menos.

H Instalar silenciadores del tipo de absorción en la n Mantenimiento. Cuesta más reemplazar un impulsor
entrada, en la salida o en ambas. Las altas frecuencias centrífugo que una hélice axial.
de los axiales son más fáciles de amortiguar que las bajas
frecuencias de los centrífugos. n Intensidad del ruido. El ventilador axial es más rui-
doso porque funciona a más velocidad.
n Utilizar transmisión con bandas V que es relativa-
mente silenciosa. Por supuesto, todo el equipo para ate- H Sobrecurp. Los ventiladores tuboaxiales y los axia-
nuación del ruido aumentará el costo inicial les con aletas de guía son susceptibles a la sobrecarga,
Lineamientos para selección es decir, sus curvas de potencia se elevan al efectuar el
paro. Esto sólo debe preocupar cuando el ventilador está
Al comparar los ventiladores axiales y centrífugos se acoplado directamente con el árbol del motor.
deben tener en cuenta los siguientes factores.
n Necesidades de potencia. Los ventiladores axiales re-
* quieren más caballaje para el mismo servicio. Los dc
aletas de guía generalmente son más eficientes que lbs
Capa>cidad del ventilador, ft3/min de aire tuboaxiales y los centrífugos con inclinación hacia atrás
son más eficientes que los radiales o que los de curvatura
Fig. 8 Necesidades aproximadas de potencia para al frente.
ventiladores axiales y centrífugos
n Capacidad de presión. Los ventiladores axiales pue-
den mane.jar presiones de 8 a 9 in manométricas de agua
en una etapa; en tanto que los centrífugos, pueden ma-
nejar presiones de 60 in o mayores. Los axiales se pue-
den instalar en serie para lograr mayor capacidad de
presión; cuando se hace así, la capacidad de presión
de la serie es la suma de las capacidades individuales de
cada ventilador, menos una pequeña pérdida por desli-
zamiento.

n Confiabilidad. Ambos tipos de ventiladores son
confiables. Sin embargo, uno puede serlo más que otro
en condiciones severas, como en la extracción de gases
que contienen partículas abrasivas.

n Flujo inverso. Los ventiladores axiales pasan de su-
ministro a extracción cuando se invierte el sentido de ro-
tación. De hecho, hay hélices con la misma eficiencia en
cualquier sentido. En los centrífugos no se puede inver-
tir la rotación en esa forma.

290 VENTILADORES Y SOPLADORES

n Necesidades de espacio. El ventilador axial es más
compacto.

n Vibración. Como las piezas rotatorias del ventila-
dor axial son más ligeras, es más fácil controlar la vibra-
ción.
Ejemplos de aplicaciones

Algunos ejemplos de aplicaciones industriales adecua-
das son:

n Servicio abrasivo. Los ventiladores axiales con trans-
misión con bandas V son adecuados para servicio ligero.
Para trabajo pesado (por ejemplo, la extracción en una
caseta para limpieza con chorro de arena) se recomienda
un centrífugo radial, porque es de construcción más
fuerte.

n Vapores corrosivos. El ventilador tuboaxial es una
buena elección, porque es fácil revestir la hélice y cuesta
poco reemplazarla.

n Sistemas de recolección de POL’VO. Es menos fácil que se
acumule el polvo en un ventilador centrífugo radial.

n Recuperación de calor en los techos. El ventilador axial
puede enviar con facilidad el aire caliente desde el techo
hacia las zonas de trabajo para tener mejor calefacción.

n Altas temperaturas. Ventilador axial con transmisión
por banda.

n Altos volúmenes p baja presión. Ventiladores axiales.
n Bajos volúmenes a alta presión. Ventiladores centrífu-
\ gos.

n Extractores en el techo. Es preferible el axial porque
tiene descarga vertical hacia la atmósfera.

n Partículas pegg’osas. El ventilador centrífugo axial
es mejor para evitar que se peguen las partículas.

n Zonas subterranéas de trabajo. El ventilador axial con
aletas de guía es compacto y reversible, y puede funcio-
nar para ventilación y extracción, al contrario de los
centrífugos.

Referencias

1. “Equipment Volume, Handbook and Pmduct Directory,” Ameritan Soc. of
Heating, Refrigeration, and Air-Conditioning Engineers, New t’ork, 1975.

2. “Industrial Ventilation Guide,” 14th ed., Confetxnce of Govcmment Indus-
trial Hygienists, Lansing, Michigan.

Howard M. Summerell es el
presidente de su propia empresa,
H. M. Summerell Co., Inc., P.O.
Box 8666, Richmond, VA 23226,
representante de fábricas especiali-
zado en manejo de aire, control de
contaminación del aire y conserva-
ción de la energía. También es pre-
sidente de la Virginia Carolina
Controles Co. Tiene licenciatura en
matemáticas por el Davidson Colle-
ge y es miembro de la Ameritan
Soc. of Heating, Refrigeration and
Air Conditioning Engineers, de
Instrument Soc. of America y Tech-
nical Assn. of the Pulp and Paper
Industry. Fue aviador naval en la Segunda Guerra Mundial.

Índice

Aceites lubricantes, 126-127 mejoramiento de, 89-98, 99
Adaptación de compresores centrífugos, 69-74
de etapas múltiples, 19-24
Alabes de turbinas, 189-190 control de oscilaciones en, 110-l 16
Amortiguadores de pulsaciones, 41-42,43 evaluación de, 47-50, 51
Ampollas, 167-169
Astilladuras, 169 selección de, 19

Bielas de compresor reciprocante, 129-133 uso de curvas de rendimiento en la evaluación
de, 52-59, 60
Bombas:
centrífugas 3-14 de desplazamiento positivo, 7-8
de flujo axial, 27
costo, operación de mantenimiento de, 35 de oxígeno, operación segura, 119-123
de desplazamiento positivo, 13-14, 38-39 reciprocantes, 27-28
empaquetaduras para, 181-182
impulsor sencillo, tamaño de tubo y espacio bielas para, 129-133
control de, 30-31
para, 34
para plantas de procesos, 33-32,36 selección de, 28
de eje vertical, 34-35 tubería para, 41-42
rotatorios, 3 l-32
rotatorias de desplazamiento positivo, 12
Caballaje, factibilidad de adaptación y, 70-71 de desplazamiento positivo, 9-10
Cajas de entrada, 244
Calor específico, 57 Condiciones de funcionamiento, 16-18
Contaminación del prensaestopas, 173-l 74
Características de funcionamiento, 136-137 Control:
Carga:
de oscilaciones, 26-79.87,88
en la biela, 30 para compresores centrífugos de etapas
en el cuerpo, 30
Cargas, 9,9-10 múltiples, 1 l0-106
mejora del, 89-98, 99
Clasificaciones, 9,9-10 para turbocompresores, l00-109
Combinaciones de compresores, 139
Combustibles para turbinas de gas, 210 Corrosión por fricción, 162
Comparaciones de costos, 138-139 Curvas de comportamiento, 52-59, 60
Dimensionamiento de los cilindros, 28-30
Compresibilidad, 57 Diseño de impulsor y carcasa, 34
Compresores:
Disposiciones del líquido de sello para sellos mecánicos.
de aire, lubricación de, 125-128 í54-158
centrífugos, 3-7, 39-40
Distribución física de plantas de proceso, 33-43
adaptación de, 69-73 Eficiencias nominales, 65-67, 68
Empaquetaduras:
auxiliares para, 40-41, 42
control de oscilaciones en, 26, 79-87, 88 mecánicas, 175-182
para bombas centrífugas, 181-182

292 íNDICE para bombas, 35-35

lubricación de, 178-180 de ca de estado sólido, 228-232
Enfriamiento de cilindros, 8-9 de CC de estado sólido, 232-234
Especificaciones:
electromecánicas con deslizamiento, 236-237
para compra, 140-141 de velocidad ajustable, 225-239
del sistema, 140-141
Flexión de caras de sellos, 164 de ca de estado sólido, 228-232
Gobernadores (reguladores) para turbinas de vapor,
de CC de estado sólido, 232-234
193-194 dispositivos electromécanicos con deslizamiento,
Guía de compresores sin problemas, 134-137
Ingenieria para instalación, 142-143 236-237
Instalación y tuberías para bombas, 35-38 con trasmisión:
Interenfriadores, 61-63, 64
Lixiviación, 163-163, 164 fluida de velocidad ajustable, 238-239
Lubricación, 26-27
mecánica de velocidad variable, 234-236
de compresores de aire, 125-128 Velocidad, 137-138
de empaquetaduras, 178-180
Pesos moleculares, 56-57 específica, 18- 19
control de oscilaciones y, 82-83 factibilidad de adaptación y, 72
Placas de empaquetadura para sellos mecánicos, 131
de rotación, 59-60
152 Ventiladores, 243-268
Postenfriadorcs, 61-63, 64
Presión, factibilidad de adaptación y, 70, 71-72 (veánse también los distintos tipos de ventiladores)
Presiones de entrada, 54-55 análisis de sistemas, 255-256
Sellos:
aplicaciones industriales, 246
anulares (Anillos “0”): clase del ventilador, 264
ataque químico a, 162-163 clasificación de, 243-244
sobrecalentamiento de, í69-170
composición de la corriente de aire, 266
para eje, 25-26 controles para, 254
de extremo de eje, 8
mecánicos, 147-152 eficiencia y factores económicos de, 267-268
especificaciones de, 252-252. 253
aumento de duración y reducción de costos de, lineamientos para instalación de, 258
160-170
materiales de construcción de, 256-257
disposiciones del líquido de sello para, 154-157 problemas de ruido con, 255, 267
falla de, 171-173, 174 procedimiento de dimensionamiento, 248-252
Sistemas: pruebas de rendimiento de, 257-258
de aceite de sello, 26-27
de ventiladores, 268-272 rendimiento del sistema de ventiladores, 263-264
rendimiento de, 263-264 restricciones de tamaño y espacio, 266-267
Sopladores, 243-258
Clasificación de, 243-244 unidades motrices y acoplamientos para, 252-253-254
Temperaturas: vibraciones y, 254-255
de compresión, 74 Ventiladores de aspas radiales, 244-245, 262-263
control de ondas de presión y, 81-82
de entrada, 55-56 aplicaciones industriales, 246
Transmisiones: Ventiladores axiales de aspas, 244-244
fluidas de velocidad ajustable, 238-239
mecánicas dc velocidad variable, 234-236 aplicaciones industriales, 246
Turbinas: Ventiladores centrífugos con aletas aerodinámicas,
de una etapa, 190-194-196-197-198
de etapas múltiples, 194-196, 200-201 245
de gas, 204-214, 215 aplicaciones industriales de, 246
clasificaciones de, 2 13 Ventiladores centrífugos tubulares, 245
materiales de construcción, 209-210
de vapor, 187-202 Ventiladores con curvatura al frente, 245, 261-262
determinación de la eficiencia, 216-222
especificaciones, 202 aplicaciones industriales, 246
Turbocompresores y control de ondas de presión en, Ventiladores de curvatura inversa, 245
Ventiladores de flujo axial, (IA), 244-244, 260-261,
100-109
Unidades motrices: 286-290
centrífugos o axiales, 245-248

Ventiladores de flujo centrífugo (IA), 243, 244, 244

245
curva de rendimiento de, 277-285
flujo axial o centrífugo, 245-248
Ventiladores de inclinación inversa, 245, 259-260

aplicaciones industriales, 246
Ventiladores de plástico reforzado con fibra de vidrio;

272-275
Ventiladores tuboaxiales, 244-244

aplicaciones industriales, 258