ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y …tesis.ipn.mx/jspui/bitstream/123456789/16477/1/E... · VENTILADORES CENTRÍFUGOS INDUSTRIALES” T E S I S QUE PARA OBTENER EL GRADO

INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA

SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN

“ESTUDIO TEÓRICO-EXPERIMENTAL DEL COMPORTAMIENTO DE RUIDO EN

VENTILADORES CENTRÍFUGOS INDUSTRIALES”

T E S I S QUE PARA OBTENER EL GRADO DE:

MAESTRO EN CIENCIAS EN

INGENIERÍA MECÁNICA PRESENTA:

ING. JOSÉ ALFREDO ROMERO HERNÁNDEZ.

MÉXICO, D.F., MAYO 2006

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN

CONTENIDO

RELACIÓN DE FIGURAS Y TABLAS iNOMENCLATURA viRESUMEN ixABSTRACT xINTRODUCCIÓN xi Capítulo I ANÁLISIS TEÓRICO DEL RUIDO-SONIDO. 1.1.- GENERALIDADES DEL RUIDO Y SONIDO. 1 1.1.1.- Características del ruido y sonido. 2 1.1.2.- Características de la audición. 7 1.2.- MEDIDA DE LA EXPOSICIÓN SONORA. 11

1.2.1.- Nivel de potencia acústica en un campo libre sobre un plano reflectante. 12

1.2.2.- Nivel de potencia acústica en un campo libre. 131.2.3.- Nivel de potencia acústica en una cámara reverberante. 14

1.3.- INSTRUMENTACIÓN DE MEDIDA ACÚSTICA. 14 1.3.1.- Micrófonos. 15

1.3.2.- Amplificadores. 161.3.3.- Ponderación de frecuencia. 161.3.4.- Presión de los sonómetros. 17

1.3.5.- Analizador de banda de octava y de banda de tercio de octava. 18 1.3.6.- Posiciones y puntos de medida. 19 1.3.6.1.- Ruido de fondo y medidas de ruido ambiental. 19 1.3.6.2.-Ondas estacionarias. 19 1.4.- RUIDO EN TURBOMAQUINARIA. 19 1.5.- NORMATIVIDAD. 21

Capítulo II RUIDO EN VENTILADORES CENTRÍFUGOS. 2.1.- RUIDO EN VENTILADORES AXIALES Y CENTRÍFUGOS. 23 2.2.- FUNDAMENTOS DE LOS VENTILADORES CENTRÍFUGOS. 24

2.2.1.- Clasificación y componentes de un ventilador centrífugo. 24 2.2.2.- Leyes de los ventiladores. 29 2.2.3.- Curvas características de funcionamiento del ventilador centrífugo. 30

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN

2.3.- FUENTES DE RUIDO EN LOS VENTILADORES CENTRÍFUGOS 322.3.1.- Curvas de eficiencia-ruido en ventiladores centrífugos. 332.3.2.- Rodete, ducto y motor eléctrico. 36

2.4.- ESTUDIOS REALIZADOS EN GENERACIÓN DE RUIDO EN

VENTILADORES. 39

Capítulo III DESARROLLO DE LA METODOLOGÍA EXPERIMENTAL.

3.1.- ANÁLISIS DE NORMAS DE RUIDO EN VENTILADORES. 50 3.1.1.- Norma BS 842 parte 2 50 3.1.2.- Norma AMCA 300-96. 55 3.1.3.- Handbook Buffalo Forge Company 60 3.2.- DESARROLLO DE LA METODOLOGÍA PROPUESTA. 63

3.2.1.- Cálculo de eficiencia. 663.2.2.- Cálculo de potencia acústica. 70

3.3.- DESCRIPCIÓN DE LA INSTALACIÓN EXPERIMENTAL. 75

3.3.1.- Banco de pruebas en ventiladores centrífugos. 753.3.2.- Instrumentación empleada. 79

Capítulo IV PRUEBAS EXPERIMENTALES Y RESULTADOS. 4.1.- PROCEDIMIENTO DE LA EXPERIMENTACIÓN DE ACUERDO A LA

METODOLOGÍA PROPUESTA. 82

4.2.- DESARROLLO DE CÁLCULOS PARA LA EFICIENCIA Y RUIDO EN EL

VENTILADOR CENTRÍFUGO. 84

4.3.- CURVAS EFICIENCIA-RUIDO 87

4.3.1.- Ventilador centrífugo con rodete de 6 y 9 álabes radiales. 874.3.1.1.- Ventilador centrífugo con rodete de 6 álabes radiales. 874.3.1.2.- Ventilador centrífugo con rodete de 9 álabes radiales. 94

4.3.2.- Ventilador centrífugo con rodete de 7 álabes rectos hacia atrás. 1014.3.3.- Ventilador centrífugo con rodete de 7 álabes curvados hacia delante. 108

4.4.- COMPARACIÓN DE RESULTADOS. 115 CONCLUSIONES 126RECOMENDACIONES 128REFERENCIAS 129APÉNDICE Curvas de potencia acústica (teórica, Buffalo Forge y experimental) y eficiencia total contra caudal.

130

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN i

RELACIÓN DE FIGURAS Y TABLAS RELACIÓN DE FIGURAS Páginas 1.1.- Tipos de ondas. 21.2.- Generación de ondas sonoras por una superficie vibrante. 31.3.- Ondas esféricas radiadas a partir de una fuente puntual. 31.4.- Partes de la onda sonora. 41.5.- Área de sensación auditiva. 61.6.- Esquema del oído. 81.7.- Zonas sensibles del cuerpo humano con respecto al nivel de sonido. 101.8.- Posiciones de los micrófonos en una superficie hemisférica imaginaria

que rodea la fuente cuyo nivel de potencia acústica se va a medir. 12

1.9.- Posiciones de los micrófonos en una superficie de un paralelepípedo imaginario que rodea la fuente cuyo nivel de potencia acústica se va a medir.

13

1.10.- Diagrama de bloques mostrando los principales componentes de los sonómetros.

15

1.11.- Sonómetro. 171.12.- Fuentes de ruido en la turbomáquina (ventilador). 202.1.- Curvas de comportamiento de los ventiladores centrífugos y axiales. 242.2.- Esquema de un ventilador centrífugo típico. 252.3.- Tipo de impulsor y triángulo de velocidades a la salida de este; a) álabes

curvados hacia adelante; b) álabes radiales; c) álabes inclinados hacia atrás.

25

2.4.- Algunas formas del cono de succión; a) cilíndrica; b) cónica; c) abocinada; d) compuesta; e) guiada con álabes directores.

26

2.5.- Formas de la lengua de la voluta. 1 sin lengua; 2 con lengua poco pronunciada; 3 con lengua pronunciada.

26

2.6.- Montaje del difusor a la salida del ventilador, a) Correcta; b) Incorrecta; c) Difusor simétrico.

27

2.7.- Corte transversal de un impulsor con los triángulos de velocidad a la entrada y salida de un fluido dado.

27

2.8.- Curvas típicas características de ventiladores centrífugos. 312.9.- Curvas características de ventiladores centrífugos a velocidad constante. 332.10.- Curva de comportamiento del espectro de bandas de octava en su

presión acústica para un ventilador centrífugo y axial. 34

2.11.- Espectro acústico en el control de varios tipos de mecanismos y máquinas.

35

2.12.- Curva de presión en relación del caudal de aire, mostrando una zona ideal de selección de un ventilador con cambios de velocidad.

35

2.13.- Dimensiones del ventilador centrífugo e instalación. 392.14.- Presión total diferencial y eficiencia contra el caudal. 402.15.- Potencia en la flecha y potencia acústica contra el caudal. 412.16.- Potencia acústica contra el caudal. 41

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN ii

2.17.- Espectro de presión acústica. 422.18.- Nivel de potencia acústica a la frecuencia de paso de álabes en función

del caudal. 43

2.19.- Parámetros geométricos de un ventilador centrífugo. 442.20.- Proyecto de cuarto anecoico con protección del sonido del sistema

abastecedor de aire. 45

2.21.- Construcción de la cámara del ventilador en prueba. 452.22.- Curvas de comportamiento de los ventiladores con varios anchos del

impulsor. 46

2.23.- Esquema para la medición del comportamiento aerodinámico de aire acondicionado.

47

2.24.- Presión estática Ps como función de Q para KF60L a 425r/min. 482.25.- Medida de Lp como función de Q para KF60L. 483.1.- Posiciones del micrófono para una superficie de medición hemisférica

para la instalación tipo B. 53

3.2.- Prueba de sonido total del ventilador 573.3.- Prueba de sonido con el ventilador en la entrada. 573.4.- Prueba de sonido de descarga de corriente del ventilador. 583.5.- Límites generales para arreglo de pruebas de cuarto. 593.6.- Correcciones para el aire no estándar. 603.7.- Diferentes tipos de instalación en ventiladores. 633.8.- Toma de lecturas de presión estática y dinámica en manómetros

diferenciales tipo U. 64

3.9.- Plano de medición en un ventilador con una instalación tipo B. 643.10.- Puntos de medición para ducto de descarga de 0.254 m (Acot. mm.). 653.11.- Diagrama de flujo para procedimiento de medición de curvas

características de un ventilador. 67

3.12.- Curva de las variables (caudal y presión total) con respecto a cada porcentaje del caudal de aire.

73

3.13.- Curva de la corrección de eficiencia vs porcentaje de caudal. 743.14.- Curva de las variables de presión total, caudal y corrección de eficiencia

vs porcentaje del caudal de aire. 75

3.15.- Banco de pruebas. 763.16.- Motor eléctrico. 773.17.- Compuerta de estrangulamiento. 783.18.- Variador de frecuencia. 783.19.- Tubo Pitot. 793.20.- Manómetros Diferenciales de Agua. Estrangulamiento. 803.21.- Sonómetro tipo 2230 de Bruüel & Kjaer 803.22.- Analizador de frecuencia de tiempo real HP 3569A. 814.1.- Ventilador de 6 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz). 874.2.- Ventilador de 6 álabes radiales con el motor a 45 Hz. 884.3.- Ventilador de 6 álabes radiales con el motor a 35 Hz. 894.4.- Curvas de eficiencia del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes

frecuencias eléctricas del motor. 90

4.5.- Curvas de presión acústica del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

91

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN iii

4.6.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

92

4.7.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

93

4.8.- Ventilador de 9 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz). 944.9.- Ventilador de 9 álabes radiales con el motor a 45 Hz. 954.10.- Ventilador de 9 álabes radiales con el motor a 35 Hz. 964.11.- Curvas de eficiencia del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes

frecuencias eléctricas del motor. 97

4.12.- Curvas de presión acústica del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

98

4.13.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

99

4.14.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

100

4.15.- Ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a plena carga (60 Hz).

101

4.16.- Ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 45 Hz. 1024.17.- Ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 35 Hz. 1034.18.- Curvas de eficiencia del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a

diferentes frecuencias eléctricas del motor. 104

4.19.- Curvas de presión acústica del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

105

4.20.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

106

4.21.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de álabes rectos hacia atrás a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

107

4.22.- Ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante con el motor a plena carga (60 Hz).

108

4.23.- Ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante con el motor a 45 Hz. 1094.24.- Ventilador de 7 álabes curvado hacia adelante con el motor a 35 Hz. 1104.25.- Curvas de eficiencia del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a

diferentes frecuencias eléctricas del motor. 111

4.26.- Curvas de presión acústica del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

112

4.27.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 7 álabes curvado hacia delante a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

113

4.28.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de 7 álabes curvados hacia delante a diferentes frecuencias eléctricas del motor.

114

4.29.- Curva de eficiencia-ruido (potencia acústica teórica y experimental) del ventilador de 6 álabes radiales a 2000 rpm.

115

4.30.- Curva de eficiencia- ruido (potencia acústica teórica y experimental) del ventilador de 9 álabes radiales a 2000 rpm.

116

4.31.- Espectro de presión acústica al 0% del caudal de aire en el ventilador de 9 álabes radiales a 2000 rpm.

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SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN iv


119

4.34.- Curva de eficiencia- ruido (potencia acústica teórica y experimental) del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a 2042 rpm.

120

4.35.- Espectro de presión acústica al 22% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a 2042 rpm.

121

4.36.- Espectro de presión acústica al 88% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a 2042 rpm.

122

4.37.- Curva de eficiencia- ruido (potencia acústica teórica y experimental) del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a 1975 rpm.

123

4.38.- Espectro de presión acústica al 22% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a 1975 rpm.

124

4.39.- Espectro de presión acústica al 88% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a 1975 rpm.

125

A.1.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 6 álabes radiales a 60 Hz.

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133


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A.7.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a 60 Hz.

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A.10.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a 60 Hz.

136

A.11.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a 45Hz.

136

A.12.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a 35 Hz.

137

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN v

RELACIÓN DE TABLAS Páginas 1.1.- Nivel de potencia acústica Lw de fuentes típicas. 71.2.- Frecuencias de bandas de octava. 192.1.- Valores de reducción de ruido. 373.1.- Coordenadas de la localización de micrófono para una superficie de

medición hemisférica para la instalación tipo B. 53

3.2.- Coordenadas de los puntos centrales de superficies iguales de área en una esfera de unidad de radio.

61

3.3.- Factores de directividad. 613.4.- Puntos de medición transversal en el ducto para tubo Pitot. 653.5.- Datos empíricos para la manufactura de un ventilador centrífugo. 723.6.- Datos técnicos del motor eléctrico. 774.1.- Valores experimentales para la eficiencia al 44% del caudal en el

impulsor de 6 álabes radiales. 82

4.2.- Valores experimentales para el nivel de ruido a 44% del caudal en el impulsor de 6 álabes radiales.

83

4.3.- Resultados de la presión dinámica al 44% de flujo en ventilador de 6 álabes radiales.

84

4.4.- Resultados de la presión estática al 44% de flujo en ventilador de 6 álabes radiales.

85

4.5.- Coordenadas de la localización de micrófono para una superficie de medición hemisférica para el ventilador de 6 álabes radiales.

86

4.6.- Resultados del ventilador de 6 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz).

87

4.7.- Resultados del ventilador de 6 álabes radiales con el motor a 45 Hz. 884.8.- Resultados del ventilador de 6 álabes radiales con el motor a 35 Hz. 894.9.- Resultados del ventilador de 9 álabes radiales con el motor a plena carga

(60 Hz). 94

4.10.- Resultados del ventilador de 9 álabes radiales con el motor a 45 Hz. 954.11.- Resultados del ventilador de 9 álabes radiales con el motor a 35 Hz. 964.12.- Resultados del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a

plena carga (60 Hz). 101

4.13.- Resultados del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 45 Hz.

102

4.14.- Resultados del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 35 Hz.

103

4.15.- Resultados del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante, motor a plena carga (60 Hz).

108

4.16.- Resultados del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante con el motor a 45 Hz.

109

4.17.- Resultados del ventilador de 7 álabes curvado hacia adelante con el motor a 35 Hz.

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SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN vi

NOMENCLATURA

SÍMBOLO DEFINICIÓN UNIDADES A Área del ducto. m2 CN Corrección de eficiencia del ventilador. D Diámetro de la succión e impulsor. m E Exposición sonora con ponderación A. Pa2 . h

H Altura que se tiene del plano reflectante a la línea central de la succión del ventilador. m

Hu Altura de Euler. m K Corrección medioambiental en la banda. dB Kw Nivel de potencia total específica. L1, L2 Potencia en las líneas de corriente del motor eléctrico. kW Lp Nivel de presión acústica. dB re 20μPa Lpb Nivel de presión acústica de el cuarto de reverberación. dB re 20μPa Lpc Corrección del nivel de presión acústica del ventilador. dB re 20μPa Lpci Nivel de la banda en presión acústica. dB re 20μPa

Lpm Nivel de presión acústica del ventilador y cuarto de reverberación. dB re 20μPa

Lw Nivel de potencia acústica. dB re 10-12 Watts

Lwi Nivel de potencia acústica en el ducto de succión del ventilador. dB re 10-12Watts

Lwmi Lectura del nivel de potencia acústica en el ducto de succión del ventilador. dB re 10-12Watts

Lwmo Lectura del nivel de potencia acústica en el ducto de descarga del ventilador. dB re 10-12Watts

Lwmo Nivel de potencia acústica en el ducto de descarga del ventilador. dB re 10-12Watts

N Potencia eléctrica. kW Nálabe Número de álabes. P Presión atmosférica. Pa

Pd promedio Presión dinámica promedio en la descarga del ventilador. Pa

Pdr Presión dinámica medida dentro en las circunferencias medición del ducto. Pa

Ps Presión estática. Pa Ps promedio Presión estática promedio en la descarga del ventilador. Pa

Ps2r Presión estática dentro de la circunferencia de medición del ducto. Pa

Pt Presión total. Pa Q Factor de directivilidad. Q Flujo volumétrico del aire o caudal. (m3/s). R Constante del cuarto.

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN vii

S0 Área de referencia. m2

Si Área de la superficie asociada con la i posición de medición. m2

T Período del movimiento ondular. s T Temperatura ambiente. ºC V Volumen de la habitación. m3 W Potencia de la fuente. Watts W0 Potencia de referencia. Watts c Velocidad absoluta del fluido. m/s c Velocidad del sonido. m/s c1u Proyección de 1c sobre 1u m/s c2u Proyección de 2c sobre 2u m/s d Diámetro del ducto. m f Frecuencia. Hz f álabe Frecuencia de la parte giratoria. Hz g Aceleración de la gravedad. 9.81 m/s2 hs Altura de la columna de presión estática. mmca hv Altura de la columna de presión dinámica. mmca i Número de posición de medición. n Número de puntos que se va a medir en el ducto. n Número de revoluciones por minuto. rpm

nx Número del punto a determinar para medición en el interior del ducto.

po Nivel de presión acústica de referencia. dB re 20μPa r Radio de la superficie hipotética. m

rx Radio del punto a determinar de medición para tubo Pitot m

t Tiempo. s u Velocidad periférica del impulsor. m/s u1 Velocidad periférica a la entrada del impulsor. m/s u2 Velocidad periférica a la salida del impulsor. m/s w Velocidad relativa del fluido. m/s x Distancia de la fuente de ruido al punto de medición. m LETRAS GRIEGAS ρH2O Densidad del agua. kg/m3 ρ Densidad del aire. kg/m3 λ Longitud de onda. m θ60 Tiempo de reverberación. s ηs Rendimiento estático. % ηt Rendimiento total. %

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN viii

SIGLAS DTU Desplazamiento temporal del umbral. DTU Desplazamiento temporal del umbral. IFA Incremento de la frecuencia del álabe. MCA Umbral del mínimo campo audible. MPA Umbral de mínima presión audible. RPM Revoluciones por minuto.

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN ix

RESUMEN

En este trabajo se presenta un estudio teórico-experimental para determinar el comportamiento aerodinámico y aeroacústico de un banco de ventiladores centrífugos industriales integrado por dos ventiladores centrífugos de álabes radiales, con un impulsor de 6 y 9 álabes radiales, un ventilador de álabes rectos hacia atrás y un ventilador de álabes curvados hacia adelante. La instalación experimental está localizada en el Laboratorio de Ingeniería Térmica e Hidráulica Aplicada (LABINTHAP) de la SEPI-ESIME Zacatenco del Instituto Politécnico Nacional en la ciudad de México D.F. Se desarrolló la metodología para calcular el nivel de ruido en los ventiladores bajo estudio empleando las normas AMCA 210-85, AMCA 300-96 y BS 842-85. La instalación experimental consiste en un ventilador centrífugo del tipo B (succión libre con ducto de descarga) accionado por un motor eléctrico de 15 HP, se empleó como control de flujo de aire una válvula de estrangulamiento y un variador de velocidad conectado al motor eléctrico. La presión dinámica y estática se midieron empleando un tubo Pitot conectado a un manómetro en U. La potencia eléctrica fue medida en el motor eléctrico utilizando un analizador de corriente. La presión acústica fue medida por un sonómetro tipo 1 acoplado a un analizador de frecuencia de tiempo real. Se procedió a realizar un barrido de 20 puntos transversales en el ducto de descarga (10 en dirección horizontal y 10 en dirección vertical) para determinar el caudal que maneja el ventilador desde la válvula completamente cerrada (0% del caudal) a válvula completamente abierta (100% del caudal) en intervalos de 11% del caudal, para tres condiciones de frecuencia eléctrica del motor (60 Hz, 45 Hz y 35 Hz), utilizando para esto el variador de velocidad. La medición de la presión acústica se realizó en trece puntos dentro de una semiesfera hipotética alrededor del ventilador. Los resultados que se obtuvieron son las curvas de comportamiento aerodinámico en cada uno de los ventiladores a diferentes velocidades del motor y la curva de ruido a la frecuencia de paso del álabe respectivamente para cada velocidad. Indicando con estos resultados que el ventilador de álabes inclinados hacia atrás genera el menor nivel de ruido y presenta la mejor eficiencia de los 4 ventiladores estudiados.

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN x

ABSTRACT

In this work an experimental-theorical study to determine the best aerodynamic and aeroacustic behavior of an industrial centrifugal fans rig is presented. This ring is constituted by a fan with 6 and 9 radial blades, a fan of backward flat blades and a fan of forward curved blades. The experimental installation is located in the Thermal and Applied Hydraulics Engineering Laboratory (LABINTHAP) at the SEPI-ESIME Zacatenco of the National Polytechnic Institute in Mexico City. It was developed a methodology to calculate the level of noise in the fans under study using the AMCA 210-85, AMCA 300-96 and BS 842-85 standars. The experimental installation consists of a centrifugal fan type B (inlet free and outlet duct) driven by an electric motor of 15 HP, it was used like control an outlet damper and a speed variator that controls the motor. The dynamic and static pressure were measured using a Pitot tube connected to a “U” manometer. The electric power was measured in the electric motor using a current analyzer. The sound pressure was measured by a sound meter type 1 coupled to a of frequency analyzer in real time. A sweeping of 20 transverse points in the discharge duct (10 in horizontal position and 10 in the vertical position) was carried out to determine the flow managed by the fan from the totally closed outlet damper (0% flow) to the totally open outlet damper (100% flow) in 11% of the flow intervals, for three electric frequency conditions of the motor (60 Hz, 45 Hz and 35 Hz), using for this the speed variator. The mensurement of the sound pressure was carried out in 13 points inside a hypothetical half-sphere around the fan. The results that were obtained are the curves of aerodynamic behavior in each one of the fans to different motor speeds, and the curve of noise to the frequency in passing of blade respectively for each speed. Those results indicate that the fan of backward flat blades generates the smallest level of noise and it presents the best efficiency in the 4 studied fans.

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN xi

INTRODUCCIÓN

Actualmente en muchos procesos industriales se emite una gran cantidad de ruido, el cual es generalmente provocado por la maquinaria que se utiliza, por su mala operación o mantenimiento, es por ello que el estudio de ruido en la turbomaquinaria debe llevarse a cabo con mayor calidad. En la industria las turbomáquinas más utilizadas son las bombas, compresores y ventiladores; estas turbomáquinas representan un porcentaje muy alto en el consumo de energía, por ello se han estudiado en los últimos años, en las cuales se ha logrado determinar que en la mejor eficiencia de estas máquinas se consume la menor energía y también se genera menor ruido. El ruido que se genera en las turbomáquinas se presenta de tres diferentes maneras: el ruido aerodinámico se presenta en la interacción entre el fluido de trabajo en el interior de la turbomáquina, el ruido mecánico se presenta entre la inserción de las partes metálicas y la estructura de la turbomáquina; y el ruido magnético el cual se presenta en el motor eléctrico que forma parte de la turbomáquina. El ventilador es una tubomáquina que se caracteriza porque el fluido impulsado es un gas (fluido compresible) al cual se le trasmite una potencia con un determinado rendimiento. El ruido que se genera en los ventiladores normalmente se presenta de forma aerodinámica y mecánica. El ruido producido en los ductos de succión y descarga, así como la interacción que tiene el flujo con el impulsor, éste último es debido al desprendimiento del flujo (vórtices y turbulencia) que se manifiesta en forma de ruido, por lo cual el diseño aerodinámico es importante en estas turbomáquinas. Otras fuentes que producen ruido del tipo mecánico en un ventilador son: el mal balanceo de la rueda del ventilador (impulsor), resonancia del ventilador o sus componentes, rozamiento de las partes giratorias y ruido del motor eléctrico. Por lo anterior, en este trabajo se realizó un estudio experimental del comportamiento aeroacústico en un banco de ventiladores centrífugos instalados en el LABINTHAP, de un ventilador centrífugo con un impulsor de 6 álabes radiales, 9 álabes radiales, de un ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás y un ventilador de 7 álabes curvados hacia delante. Se obtuvo una metodología para determinar el nivel de ruido en los ventiladores centrífugos estudiados, empleando la normalización para pruebas acústicas y aerodinámicas en ventiladores (AMCA 210-85, AMCA 300-96 y BS 848-85).

Esta tesis se encuentra integrada por cuatro capítulos, que a continuación se mencionan:

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN xii

En el capítulo I se presentan los fundamentos de ruido y sonido, las medidas de exposición sonora, la instrumentación utilizada para obtener las variables de medida acústica. Además se presenta el análisis de ruido en las turbomáquinas y la normatividad de sonido en ventiladores. En el capítulo II se describe el ruido en ventiladores centrífugos, los fundamentos de éstas turbomáquinas, las curvas de eficiencia-ruido, las fuentes de ruido en los ventiladores centrífugos y algunos trabajos realizados sobre la generación del ruido en ventiladores centrífugos. En el capítulo III se analizan las normas de ruido en ventiladores y se desarrolló la metodología para evaluar el comportamiento acústico en los ventiladores centrífugos estudiados, así como la descripción de la instalación experimental. En el capítulo IV se aplica la metodología experimental para determinar la eficiencia y el nivel de ruido en los ventiladores centrífugos, así como el análisis y comparación de resultados. Finalmente, se presentan las conclusiones y recomendaciones que se obtuvieron del desarrollo de este trabajo.

SEPI - ESIME ZACATENCO - IPN 1

CAPÍTULO I.

ANÁLISIS TEÓRICO DEL RUIDO-SONIDO

En este capítulo se describen los fundamentos de ruido y sonido, las medidas de exposición sonora, la instrumentación que se utiliza para obtener las variables de medida acústica. Además se presenta el análisis de ruido en las turbomáquinas y la normatividad de ruido en ventiladores. 1.1 GENERALIDADES DEL RUIDO Y SONIDO. Desde hace varios años el ruido se ha convertido en una de las principales preocupaciones de nuestra vida diaria, tanto dentro de la vivienda como en la calle, en el lugar de trabajo como en el esparcimiento. La exposición continúa de ciertos niveles de ruido (80dB a 120dB), es una agresión que reciben los ciudadanos y que puede afectar seriamente su salud física y psíquica [3]. La diferencia entre sonido y ruido es subjetiva. Depende de la manera como se percibe; a unas personas puede molestar un sonido que agrada a otros, como cierto tipo de música. El sonido es la sensación que reciben los órganos auditivos debida a las variaciones de presión del aire, provocadas por vibraciones del mismo. Otra definición del sonido es una alteración física en un medio (gas, líquido o sólido) que puede ser detectada por el oído humano. El sonido está formado por ondas que se propagan a través de un medio que puede ser sólido, líquido o gaseoso. Las partículas materiales que transmiten tales ondas oscilan en la dirección de la propagación de las mismas ondas. Como el sonido necesita un medio para transmitirse, compuesto de partículas que se empujan unas a otras, es decir el medio por el cual viajan las ondas sonoras posee masa y elasticidad; por ello que las ondas sonoras no viajarán a través de un vacío.

Las ondas sonoras son las que pueden estimular al oído y al cerebro humano dentro de ciertos límites que son aproximadamente de 20 ciclos por segundo a cerca de 20,000 ciclos por segundo. Estos son los límites audibles, las ondas de sonido inferiores al límite audible se llaman infrasónicas y las que superan el límite superior se llaman ultrasónicas. Los perros son sensibles a frecuencias de hasta 30,000 ciclos por segundos y los murciélagos a frecuencias de hasta 100,000; es decir que estos animales escuchan sonidos ultrasónicos [3]. Las ondas sonoras en el aire son causadas por las variaciones de presión por encima y por debajo del valor estático de la presión atmosférica (la presión atmosférica tiene un valor de aproximadamente 105 Pa). Estas variaciones de presión se originan de muchas maneras, por ejemplo:

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1. Por una corriente de aire pulsante, como la que producen las aspas del ventilador al girar.

2. Por torbellinos, que se producen cuando una corriente de aire choca con una obstrucción, como ocurre en una salida de aire en un sistema de ventilación.

3. Por el vuelo supersónico de un avión, que crea ondas de choque. 4. Por la vibración de una superficie [1].

Según la Física, se caracteriza el sonido por su intensidad (fuerte o débil), su tono (frecuencia, aguda o grave) y su timbre (debido a los armónicos de la onda fundamental, que permite distinguir el sonido de un piano del de un violín). 1.1.1 Características del ruido y sonido. El sonido debido a una variación de la presión del aire en condiciones a nivel del mar se propaga a 344 m/s (equivale a 1,225 km/h). Si las variaciones son 20 veces por segundo, esto es 20 Hz hasta 20000 Hz el sonido es audible, lo percibe el oído humano. Ya que medir un sonido es medir su presión, esta presión tiene diversas unidades con que expresarla, de entre todas ellas se ha seleccionado el Pascal como la más conveniente para tratar temas de acústica. El oído humano es capaz de detectar 20 millonésimas de Pascal (20 µPa, micropascales) y es capaz de soportar la presión de 20 millones de veces más (20 Pa). El sonido cuenta para su estudio con las siguientes propiedades: Velocidad del sonido: Es la velocidad a la que se desplazan las ondas sonoras. A una temperatura de 20ºC, la velocidad del sonido en el aire es de aproximadamente 344 m/s. La temperatura del aire tiene un efecto significativo sobre la velocidad del sonido. La velocidad aumenta en aproximadamente 0,61 m/s por cada aumento de 1ºC en la temperatura. Cabe mencionar que sonido viaja mucho más rápido en los sólidos que en el aire. Tipo de onda: Como se mencionó antes el sonido es una onda que viaja a través de un medio que puede ser el aire, pero existen muchos tipos de ondas, entre ellas las que producen sonidos agudos y sonidos graves. Los primeros se componen de ondas que están juntas entre sí, y las segundas por ondas más separadas. En un sonido agudo existen más ondas en una fracción de tiempo que en un sonido grave (Fig. 1.1).

Figura 1.1.- Tipos de ondas.

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Cuando las ondas sonoras tienen la misma dirección de propagación en todos los puntos, se denominan ondas planas, porque los puntos de compresión máxima forman superficies planas perpendiculares a la dirección de propagación. Los puntos de máxima depresión también son planos perpendiculares a la dirección de propagación (Fig. 1.2). Estos planos de fase constante se denominan frentes de onda. Muchas fuentes sonoras emiten ondas en que los puntos de máxima compresión forman esferas concéntricas, a este tipo de onda se le denomina onda esférica (Fig. 1.3).

Figura 1.2.- Generación de ondas sonoras por una superficie vibrante [1].

Figura 1.3.- Ondas esféricas radiadas a partir de una fuente puntual [1].

Frecuencia: Al número de ondas que caben en un tiempo determinado se le llama frecuencia (Fig. 1.3). Por definición, la frecuencia de un fenómeno periódico, como una onda sonora, es el número de veces que este fenómeno se repite a sí mismo en un segundo

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(el número de ciclos por segundo). Habitualmente la frecuencia se designa mediante un número seguido de la unidad Hertz (símbolo de la unidad: Hz). Un Hertz es una onda de una sola ondulación que se produce durante un segundo. Longitud de onda: Es la medida del espacio que existe entre una onda y la siguiente se llama longitud de onda, entonces cuanto más alta es la frecuencia menor es la longitud entre las ondas en un mismo tiempo (Fig. 1.4). Esta longitud es la misma distancia que la recorrida por la onda sonora en un ciclo completo de vibración; la longitud de onda se expresa en metros.

λf = c (1.1)

La longitud de onda, que se designa mediante la letra griega lambda, λ , está relacionada con la frecuencia f (en Hertz) y la velocidad del sonido c (en metros por segundo) mediante la ec. 1.1. El período T del movimiento ondular en segundos se obtiene mediante la ex-presión:

T = 1/f (1.2)

Figura 1.4.- Partes de la onda sonora.

Amplitud: La altura que alcanza las ondas se llama amplitud y determina el volumen o nivel sonoro. Cuando se escucha música a volumen bajo la amplitud de las ondas sonoras no es perjudicial para el oído, pero al escuchar música a volumen muy alto los niveles de amplitud son tan altos que pueden dañar el tímpano del oído. Presión acústica: Considérese un punto en el espacio cerca de una fuente de sonido; en el punto de observación, antes del paso de las ondas sonoras, la presión es igual a la atmosférica, P. Cuando las ondas pasan por el punto de observación, la presión adicional p (la presión acústica) debida al paso de ésta se obtiene mediante p=p0sen(2πf)t, es decir, es el valor de la presión del medio de propagación debida a la presencia de una perturbación acústica. La presión acústica suele expresarse en micropascales, abreviado μPa, en el

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sistema internacional de unidades. Así, la presión total en el punto de observación es igual a:

PLp = P + po sen (2πf)t (1.3)

Potencia acústica: La emisión de la energía acústica de diferentes fuentes, se determina en la mayoría de los trabajos sobre control del ruido de manera relativamente pequeña en términos absolutos. La potencia sonora suele expresarse en Watts o en picowatts (millones de una millonésima de un Watt); un picowatt es igual a 10-12 Watts. La potencia instantánea (la tasa a la que la energía acústica es radiada en cualquier instante de tiempo) fluctúa considerablemente. El valor máximo en cualquier intervalo de tiempo se define como potencia máxima. La potencia media suele tener un valor mucho menor que la potencia máxima y depende del intervalo de tiempo a lo largo del cual se calcula la media y del método empleado. Nivel y decibel: El intervalo de presión acústica en el campo del control del ruido es tan amplio que es más cómodo emplear el nivel de presión acústica, como una cantidad que es proporcional al logaritmo de la presión acústica. Por definición, el nivel es el logaritmo de la razón de una cantidad dada respecto de una cantidad de referencia del mismo tipo. Hay que indicar la base del logaritmo, la cantidad de referencia y el tipo de nivel. El término nivel indica que se emplea la escala logarítmica y que las unidades se expresan en decibeles. El decibel (dB) es una unidad de nivel que denota la relación entre dos cantidades que son proporcionales en su potencia. El número de decibelios que corresponde a esta relación es 10 veces el logaritmo (de base 10) de la razón de las dos cantidades. Las razones de presión acústica no siempre son proporcionales a las razones de potencia correspondientes, pero es práctica frecuente ampliar el uso de esta unidad (dB) a tales casos. Nivel de presión acústica: El nivel de presión acústica, Lp, en decibeles, correspondiente a una presión acústica se define por

Lp = 10 log10 (p/p0)2 = 20 log10 (p/p0) dB (1.4) donde p0 es la presión acústica de referencia. Al expresar la presión acústica sobre una escala logarítmica, es frecuente comparar la presión acústica de todos los sonidos en el aire con un valor de referencia de 20 micropascales (μPa). Por definición, el nivel de presión acústica de las ondas sonoras con una presión acústica es igual a:

Nivel de presión acústica = 20 1og10 (p/ 20) dB (1.5)

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donde la presión sonora p se expresa en micropascales. Por otra parte la escala en dB se acerca mucho más a la percepción humana del sonido, ya que el oído reacciona a la proporción de cambio de nivel acústico (Fig. 1.5).

Figura 1.5.- Área de sensación auditiva [1]. Nivel de potencia acústica: una fuente se expresa en Watts o en alguna fracción de un Watt. Con frecuencia, resulta más cómodo expresar la potencia acústica sobre una escala logarítmica. Entonces, se emplea el nivel de potencia acústica. El nivel de potencia acústica, Lw, de una fuente, en decibeles, se obtiene mediante la expresión

Lw = 10 log10 (W/W0) dB (1.6) donde W potencia de la fuente en Watts y W0 potencia de referencia en Watts. La Tabla 1.1 muestra los valores típicos de potencia acústica emitida por distintas fuentes sonoras. Se muestran los valores a largo plazo. Para muchas de estas fuentes de sonido, las

NIV

EL D

E P

RES

IÓN

AC

ÚST

ICA

EN

DEC

IBEL

ES ,

RE

20 M

ICR

OPA

SCA

LES

FRECUENCIA EN HERTZ

Umbral MCA

Umbral MPA

Umbral de malestar

Sensación de tacto

Umbral de dolor y cosquilleo

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potencias máximas son mucho más altas que los valores mostrados. Por ejemplo, pueden ser de 100 a 1000 veces superiores a sus valores medios. Estos máximos suelen durar intervalos de tiempo cortos, a veces sólo unos pocos milisegundos.

Tabla 1.1.- Nivel de potencia acústica Lw de fuentes típicas [1,3]

Potencia (W) Nivel de potencia acústica dB re 1 pW Fuente

100,000,000 200 Motor de un cohete 100,000 170 Motor de avión turbojet 1000 150 Despegue de una aeronave Jet

100 140 Aeroplano ligero, Ventilador centrífugo a 235.97 m3/seg

10 130 Ventilador axial a 47.19 m3/seg 1 120 Martillo neumático

0,1 110 Tractor oruga 150hp, Ventilador centrífugo a 6.14 m3/seg

0,01 100 Motor eléctrico 100hp, 2600rpm 0,001 90 Grito de una persona 0,0001 80 Aspiradora

0,00001 70 Gaita escocesa, Silenciador de ducto

0,000001 60 Equipo electrónico, ventilador domestico

0,0000001 50 Oficina con un difusor de aire 0,00000001 40 Reloj eléctrico pequeño 0,000000001 30 Habla susurrada

0,0000000001 20 Salida de aire 0,1 m2, velocidad del aire 1 m/s; registro abierto, rejillas paralelas

Nivel de presión acústica vs distancia de la fuente: Si un sonido se irradia desde una fuente puntual en una atmósfera homogénea e inalterada, lejos de toda superficie reflectante o absorbente, el sonido se propaga en ondas esféricas. La presión acústica de las ondas esféricas se reduce en proporción inversa a la distancia de la fuente. En términos del nivel de presión acústica desciende 6 dB cada vez que se dobla la distancia desde la fuente. Esto es equivalente a un descenso de 20 dB cuando la distancia se multiplica por 10. 1.1.2 Características de la audición. Anatómicamente, el oído está formado por las tres secciones principales (Fig. 1.6); el oído externo, que recoge el sonido y lo convierte en movimiento vibratorio del tímpano; el oído medio, que acopla mecánicamente el tímpano con el liquido (llamado perilinfa) del oído interno, y el oído interno, dentro del cual se originan las señales que se transmiten al cerebro a través del nervio auditivo.

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Oído externo: Es la parte visible del oído se denomina oreja. Es una estructura cartilaginosa situada a ambos lados de la cabeza cuya forma ayuda a la recepción del sonido y aporta cierta discriminación direccional. La oreja forma la entrada al canal auditivo, que conduce las ondas sonoras hacia el tímpano (también conocido como membrana timpánica.

Figura 1.6.- Esquema del oído [3].

Oído medio: Es una cavidad llena de aire de unos 2 cm3 y contiene el mecanismo que transmite el movimiento vibratorio desde el tímpano hacia el oído interno. Este mecanismo (denominado cadena de huesos pequeños) está formado por tres pequeños huesos: el martillo, que está conectado con el tímpano; el yunque, que forma un nivel de interconexión, y el estribo, conectado con la ventana oval que sirve de entrada a la cóclea del oído interno.

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Oído interno: Es un sistema complejo de canales llenos de fluido inmerso en el hueso temporal. En su interior se localizan las terminaciones nerviosas que aportan los sentidos del equilibrio y la audición. Las fibras nerviosas auditivas terminan en la cóclea. Esta es una configuración con forma de caracol de 2½ vueltas, que si se extendiera mediría 35 mm. Conducción ósea: Se denomina así a la transmisión de la energía acústica hacia el oído interno a través de vías que implican a los huesos craneales. Por ejemplo, el ser humano oye su propia voz debido a la conducción ósea. Los huesos craneales pueden excitarse mediante el contacto de la cabeza con un cuerpo vibrante o mediante el choque con la cabeza de un campo sonoro aéreo. Además de que el sonido excita directamente el cráneo, las vibraciones inducidas en otras partes del cuerpo pueden ser conducidas a la cabeza mediante los tejidos corporales y la estructura ósea. Es notable la amplia gama de presiones acústicas y frecuencias a través de las cuales el oído recibe información útil. La figura 1.5 muestra el área de sensación auditiva en que recaen las señales acústicas útiles. Habitualmente, el lenguaje hablado y la música se centran en esta zona. El área de sensación auditiva limita, a niveles bajos de presión acústica, con el umbral de la audición, y a niveles muy altos, con el umbral de malestar y dolor. Los límites de frecuencia no están bien definidos. Con frecuencia, se considera que el límite de las frecuencias altas está en 20 kHz, pero varía notablemente de una persona a otra. Habitualmente decae con la edad y puede estar afectado negativamente por la exposición al ruido. El límite de las frecuencias bajas suele especificarse a 20 Hz, pero el sistema auditivo puede responder a frecuencias inferiores. Para un sonido especificado, el umbral de audición (también conocido como umbral de audibilidad) es el nivel de presión acústica mínimo capaz de evocar una sensación auditiva. El umbral depende de las características del sonido (tales como la frecuencia), de la forma en que se presente al oyente (auriculares, altavoz con el oyente de cara a la fuente, etc.) y del punto en el que se mida el nivel de presión acústica (a la entrada del canal auditivo, en campo libre en ausencia del oyente, etc.). Un umbral medido en presencia de ruido se denomina umbral enmascarado y depende del nivel del ruido de fondo. Umbral del mínimo campo audible (MCA): es el nivel de presión acústica del umbral de audición en jóvenes adultos con audición normal, medido en un campo libre, en la posición de la cabeza del oyente, pero en ausencia de éste. Se determina para los tonos puros con el oyente frente a la fuente y escuchando con ambos oídos. Depende de la dirección de llegada del sonido, debido a los efectos de difracción de la cabeza y el oído externo. Los umbrales del campo audible mínimo son importantes para el control del ruido porque muchas personas están expuestas al ruido bajo condiciones esencialmente de campo libre. Umbral de mínima presión audible (MPA): es el nivel de presión acústica para el umbral de audición en jóvenes adultos con audición normal, medido mediante la presentación del sonido a un oído a través de auriculares. El umbral de mínima presión audible se determina retirando el auricular del oído del oyente y colocándolo de forma que envíe el sonido a una cavidad de paredes sólidas, cuyo volumen es equivalente al que cierran el auricular y su almohadilla cuando se coloca sobre el oído del oyente. El nivel de presión sonora desarrollado en esta cavidad se controla mediante un micrófono.

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Umbrales de malestar, tacto y dolor: El oyente medio experimenta malestar significativo en un campo libre a niveles de presión sonora por encima de 120 dB. A un nivel de aproximadamente 140 dB, el malestar alcanza el punto de dolor. Estos límites superiores del área útil de sensación auditiva se ilustran en la Figura 1.5. La gran amplitud del movimiento del tímpano y de los componentes del oído medio a niveles de presión sonora próximos a 130 dB producen a menudo una sensación táctil o de cosquilleo. Desplazamiento temporal del umbral (DTU) y fatiga auditiva: Si una persona se expone a un ruido por encima de determinado nivel crítico y luego se retira, su umbral de audición puede aumentar (es decir, la audición puede empeorar). Si la audición vuelve a la normalidad al poco tiempo, este cambio se denomina desplazamiento temporal del umbral. El desplazamiento aumenta con el nivel de presión acústica del ruido y la duración de la exposición. Este fenómeno, también se conoce como fatiga auditiva. Efectos del ruido a corto y largo plazo. Por debajo de los 45 dB se considera una zona de bienestar y a partir de los 55 dB las personas empiezan a considerar molesto el ruido. Cuando se sobrepasan los 85 dB se manifiestan efectos nocivos (Fig. 1.7). Los efectos dependen de la intensidad del ruido y del tiempo de exposición al mismo. Una faceta es la modificación de la sensibilidad de los colores en los ojos. Se provoca una excitación nerviosa, una disminución de los reflejos y una falta de atención. Por fatiga de los huesecillos del oído se producen momentáneas sorderas, se dice que un ruido alto persistente puede momentáneamente provocar, sordera, ceguera y perdida del habla.

Figura 1.7.- Zonas sensibles del cuerpo humano con respecto al nivel de sonido

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Hipertensión, molestias digestivas, problemas respiratorios y vasculares, disfunciones nerviosas y endocrinas, vértigo, estrés, insomnio e irritabilidad son las agresiones al organismo que puede producir el ruido. Además de afectar a la calidad del trabajo y al rendimiento intelectual. Una persona para recuperarse necesita media hora de tranquilidad acústica si ha sido sometida a 100 dB durante diez minutos y requerirá 36 horas de reposo auditivo si la exposición ha sido de hora y media.

1.2 MEDIDA DE LA EXPOSICIÓN SONORA. Matemáticamente, la exposición sonora es la integral en el tiempo del cuadrado de la presión acústica instantánea ponderada para la frecuencia durante un suceso, por ejemplo, una secuencia de operaciones ruidosas que duran minutos u horas o la duración completa de una jornada laboral. Las medidas de la exposición sonora en el ambiente de trabajo suelen realizarse con la respuesta de frecuencia con ponderación A (sensibilidad del aparato en respuesta de la frecuencia a la sensibilidad del oído humano) que está normalizada internacionalmente para los sonómetros. La exposición sonora E con ponderación A viene dada por

( )∫=2

1

2t

tA dttpE (1.7)

donde ( )tp 2

A es el cuadrado de la presión acústica instantánea con ponderación A, en pascales, en función del tiempo t, para un período de integración t, desde t1 a t2. La unidad del Sistema Internacional (SI) para la exposición sonora es el Pascal al cuadrado segundo. Para medidas de exposición sonora en ambientes laborales, la unidad más conveniente es el Pascal al cuadrado hora (Pa2 . h). El nivel sonoro continuo equivalente con ponderación A (símbolo Leq o LAeq.T), en decibelios en un lugar durante un intervalo de tiempo (periodo) T, en horas, está relacionado con la exposición sonora total E, en pascales cuadrados hora, que ocurre dentro de este período por medio de la expresión

( )[ ]eqxLo TpE 1.02 10= (1.8)

forma alternativa mediante ( )[ ]TpELeq

2010 /log10= (1.9)

donde p0 = 20 micropascales (20 μPa). Para sonidos estables o no estables, los niveles sonoros con ponderación temporal exponencial, convenientemente promediados para los períodos de medida apropiados pueden utilizarse en la ecuación (1.8), en lugar del nivel sonoro continuo equivalente, para estimar las exposiciones sonoras. A menos que se indique otra cosa, se sobreentiende la ponderación A.

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1.2.1 Nivel de potencia acústica en un campo libre sobre un plano reflectante. Suponiendo que la fuente a medir de sonido cuyo nivel de potencia acústica está localizada en un campo libre sobre un plano reflectante. El nivel de potencia acústica puede determinarse mediante el siguiente procedimiento: 1. Se rodea la fuente con una superficie hipotética de área S, ya sea un hemisferio o un

paralelepípedo rectangular (figuras 1.8 y 1.9). 2. Se calcula el área de esta superficie hipotética. Si es un hemisferio, S viene dada por

2πr2, donde r es el radio del hemisferio; si es un paralelepípedo rectangular, S viene dada por ab + 2 (ac + bc), donde a, b y c son su longitud, anchura y altura.

3. Se mide el nivel de presión acústica en puntos determinados sobre la superficie hipotética.

4. Se obtiene la media ⎯Lp de los niveles de presión acústica medidos en el Paso 3. 5. Por último, se calcula el nivel de potencia acústica a partir de la siguiente ecuación:

Lw = ⎯Lp +10log10 (S/S0) dB (1.10) donde S0 es el área de referencia, 1m2. Este método para determinar el nivel de potencia acústica sólo puede usarse si las medidas se realizan sobre un plano reflectante extendido, las dimensiones de la máquina no son excesivas y el nivel de ruido de fondo en el lugar de ensayo no es excesivo, es decir, el nivel de presión acústica del ruido de fondo aislado está más de 6 dB por debajo del de la fuente sin ruido de fondo [1].

Figura 1.8.- Posiciones de los micrófonos en una superficie hemisférica imaginaria que rodea la fuente cuyo nivel de potencia acústica se va a medir [1].

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Figura 1.9.- Posiciones de los micrófonos en una superficie de un paralelepípedo imaginario que rodea la fuente cuyo nivel de potencia acústica se va a medir [1].

1.2.2 Nivel de potencia acústica en un campo libre. La fuente de sonido cuyo nivel de potencia acústica a medir está localizada en un campo completamente libre. El nivel de potencia acústica puede determinarse mediante el siguiente procedimiento: 1. Se rodea la fuente con una esfera hipotética de radio r, con la fuente colocada en el

centro de la esfera. 2. El área de la esfera hipotética es S = 4πr2. 3. Se mide el nivel de presión acústica en puntos determinados sobre la esfera hipotética

con ponderación A, en octavas o tercios de octavas. 4. Se obtiene la media de los niveles de presión acústica⎯Lp, hallando el promedio de las

medidas en el Paso 3. 5. Por último, se calcula el nivel de potencia acústica a partir de la siguiente ecuación

Lw = ⎯Lp +10 log10 (S/S0) dB (1.11) = ⎯Lp +20 log10 r + 11 dB donde todas las dimensiones se expresan en unidades del SI.

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1.2.3 Nivel de potencia acústica en una cámara reverberante. Si una fuente irradia sonido en una habitación cuyos límites son muy reflectantes, el nivel de presión acústica del sonido reflejado viene dado por

Lw = ⎯Lp +10log10 A + 6,0 dB (1.12)

donde Lw, es el nivel de potencia acústica de la fuente y A es la absorción total en la habitación. De acuerdo con la ecuación (1.12), el nivel de presión acústica Lw del equipo sobre el que se realiza el ensayo puede medirse directamente si se conoce la absorción total del sonido en la cámara reverberarte. La absorción del sonido A está relacionada con el tiempo de reverberación T60 en segundos, el área total de la superficie de la cámara en metros cuadrados y su volumen V en metros cúbicos, B es la presión de octava o de tercio de octava cuya frecuencia central corresponde a una longitud de onda λ. Entonces, la ecuación (1.12) puede rescribirse como

Lw =⎯Lp – 10 log10 (T60/1 s) + 10 log10 (V/l m3) + 10 log10 (1 + Sλ/8V) - 10 log10 (B/1000 mbar) - 14 dB (1.13)

Donde⎯Lp representa el nivel medio de presión acústica del sonido reflejado en una cámara (en una banda de octava o tercio de octava seleccionada). Dado que se considera que el sonido reflejado es perfectamente difuso, éste llega al micrófono desde todos los ángulos con igual probabilidad. Por tanto, estas medidas no pueden aportar información respecto de la directividad de la fuente que se está midiendo. El nivel de potencia acústica puede determinarse de la siguiente manera: 1. Se mide el tiempo de reverberación T60 de la cámara de ensayo con la fuente presente

(pero no funcionando). 2. Se calcula el volumen V y la superficie S de la cámara de ensayo. 3. Se mide la presión barométrica B en la cámara de ensayo. 4. Se obtiene la media del nivel de presión sonora⎯Lp 5. Se calcula el nivel de potencia acústica a partir de la Ecuación (1.13). 1.3 INSTRUMENTOS DE MEDIDA ACÚSTICA. Hay disponibles muchos tipos de aparatos para medir los niveles sonoros. De entre ellos, el más utilizado es el sonómetro, un aparato para la medida del nivel de presión acústica ponderado en frecuencia y en tiempo (comúnmente abreviado como nivel sonoro). La mayoría de éstos son de tamaño pequeño, poco peso y funcionan con pilas. La fiabilidad de las evaluaciones acústicas depende sobre todo de cómo se utilizan los aparatos. Por ejemplo, el voltaje que aporta el micrófono al sonómetro no debe ser tan alto

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como para que éste se sobrecargue; por otra parte, el voltaje del micrófono no debe ser tan bajo que el ruido inherente al aparato interfiera las partes de la señal sonora que se está midiendo. Los principales componentes de un sonómetro son: el micrófono, preamplificador, amplificador, ponderación de frecuencia (la ponderación de frecuencia puede combinarse con el amplificador), control del intervalo de nivel y rectificador de tiempo e indicador.

Figura 1.10.- Diagrama de bloques mostrando los principales componentes de los sonómetros [1].

1.3.1 Micrófonos. Un micrófono convierte las variaciones de presión de las ondas sonoras en señales eléctricas que varían con el tiempo. De forma ideal, el micrófono debe tener las siguientes características:

1. La señal eléctrica que genera debe ser una analogía exacta de la onda sonora. 2. La presencia del micrófono en el campo sonoro no debe alterarlo. 3. La respuesta en frecuencia del micrófono debe ser independiente de la frecuencia

para un intervalo amplio de ésta. 4. Para un intervalo amplio de presiones acústicas y para todas las frecuencias del

rango de utilidad del micrófono, debe haber una relación lineal entre el nivel de la señal de salida del micrófono y el nivel de presión acústica en el mismo.

5. La sensibilidad del micrófono no debe cambiar con el tiempo ni las condiciones ambientales.

La sensibilidad de un micrófono es la relación entre su salida eléctrica y el nivel de presión acústica en el diafragma del micrófono, así como esta varía dependiendo del ángulo con que la onda sonora incide sobre él, también varía con la temperatura, humedad y presión atmosférica. La salida eléctrica suele especificarse en términos del voltaje de salida de circuito abierto. Habitualmente, la presión acústica se expresa en términos de la presión acústica que existiría en campo libre, si el micrófono no estuviera presente (a partir de las instrucciones especificadas por el fabricante). La mayoría de los micrófonos tienen un diámetro de 13 mm (1/2 in) o menos, son esencialmente omnidireccionales (o no direccionales); su sensibilidad es prácticamente la misma para todas las direcciones de incidencia del sonido, a frecuencias por debajo de unos 5 kHz.

Amplificador

Ponderación

Temporal

Control del

intervalo de

nivel

Promediador

de tiempo

(rectificador)

Aparato

indicador o

pantalla

Preamplificador

Micrófono

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Algunos fabricantes incluyen un mecanismo para prevenir la formación de gotas de agua dentro del micrófono; mediante la instalación de un preamplificador especial que utiliza un aporte de potencia eléctrica externa para calentar un elemento en el preamplificador, manteniendo por tanto la temperatura en el micrófono por encima del punto de condensación local. 1.3.2 Amplificadores. El amplificador de un sonómetro debe cumplir, los siguientes requisitos:

1. Amplificar la señal del micrófono lo suficiente como para permitir la medida de los niveles bajos de presión acústica.

2. Amplificar los sonidos sobre un rango amplio de frecuencias, habitualmente entre 1 y 10 Hz para el límite inferior de una respuesta nominalmente plana y por encima de 20000 Hz en el límite superior.

3. Generar un nivel de ruido eléctrico dentro del instrumento inferior al nivel más bajo de presión acústica de la señal que se va a medir, para cualquier frecuencia dentro del rango del micrófono.

4. Mantener la amplificación constante, a su valor designado, para cada rango de medida para todas las frecuencias dentro de la gama del instrumento.

1.3.3 Ponderación de frecuencia. La ponderación de frecuencia en un sonómetro altera las características de la respuesta de frecuencia de acuerdo con los valores especificados en las norma. Así, la indicación de un instrumento para medir el nivel sonoro, para un nivel determinado de presión acústica de entrada, depende de la frecuencia del sonido que llega al micrófono y de la ponderación de frecuencia seleccionada. Ponderación A: Las normas nacionales e internacionales requieren que todos los aparatos que midan el nivel sonoro incorporen la ponderación de frecuencia designada mediante la letra A. Muchos años de estudio y experiencia práctica han demostrado que los niveles sonoros con ponderación A ofrecen una correlación adecuada con varias respuestas humanas (de personas o grupos en una comunidad) para distintos tipos de fuentes de ruido. En consecuencia, es la ponderación de frecuencia más utilizada. La unidad del nivel sonoro con ponderación A es el decibelio, con el símbolo de unidad dB(A) [1]. Ponderación B: La ponderación B ya no suele incluirse en los instrumentos de medida acústica. Ponderación C: La respuesta con ponderación C es bastante uniforme entre 50 y 5 kHz. Comúnmente, si un sonómetro no incluye la ponderación plana o lineal, la ponderación C se utiliza para una medición global o de banda ancha del nivel sonoro. Cuando se usa la ponderación C, el símbolo de la unidad dB(C).

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1.3.4 Precisión de los sonómetros. Todos los sonómetros deben cumplir las normas nacionales e internacionales de instrumentación de medición sonora; que especifican los requisitos mínimos para el rendimiento acústico y eléctrico, junto con los correspondientes objetivos de diseño y tolerancias. El American National Standard Specification for Sound Level Meters, ANSI S1.4-1983, designa tres clases de precisión para los sonómetros, todos los cuales tienen el mismo objetivo de diseño de rendimiento; se diferencian en la tolerancia permitida para lograr los objetivos. En los instrumentos de Clase 0 se permiten las menores tolerancias; las mayores, en la Clase 2: Tipo 0 (Clase 0). Un instrumento que cumple las tolerancias más estrictas con

respecto al nivel de linealidad, desviaciones en la respuesta en frecuencia y des-viaciones de la omnidireccionalidad. Se utiliza con objetivos de referencia de la-boratorio, donde se requiere una precisión extrema.

Tipo 1 (Clase 1). Un instrumento de precisión que se utiliza en mediciones de ruido

donde se requiere una precisión plana, de grado técnico para un rango amplio de medidas de campo (figura 1.11).

Tipo 2 (Clase 2). Un instrumento de propósito general que cumple con la tolerancia

menos estricta (más amplia) con respecto a la linealidad del nivel y la respuesta en frecuencia. Un sonómetro de Tipo 2 sólo tiene que poseer ponderación de frecuencia A; otras ponderaciones de frecuencia son opcionales.

Tipo 3 (Clase 3). Un sonómetro del tipo más sencillo. Aunque tiene menor precisión

que cualquiera de los demás tipos, su sencillez hace que su uso sea más fácil. Se Utiliza frecuentemente en mediciones de sondeos de ruido, con el fin de determinar si existe un problema de ruido. Si el problema existe, habrá que llevar a cabo un análisis más detallado mediante sonómetros de mayor precisión.

Figura 1.11.- Sonómetro

Micrófono

Intervalo de frecuencia

Ponderación Pantalla de lectura

Detector del sonido

Tipo de medición

Incidencia del sonido

Tiempo de medición

Filtro exterior

Encendido/Apagado

Atenuador

Tipo de prueba

CAPÍTULO I


Calibrador acústico: Un calibrador acústico, también denominado calibrador sonoro, es un aparato que puede producir un nivel sonoro conocido, estable, en el diafragma de un micrófono que se inserta en una cavidad en el calibrador. Este aparato puede utilizarse para comprobar la sensibilidad global de un instrumento o sistema de medición del ruido. Los calibradores acústicos suelen ser del tipo pistófono o altavoz. a) Un pistófono produce un nivel de presión acústica mediante pistones que se mueven

dentro de una pequeña cavidad cerrada. El micrófono se inserta en la cavidad del pistófono cerrándola. (El micrófono ha de ser introducido y extraído de la cavidad lentamente para evitar dañar su diafragma.). La presión acústica en la cavidad del pistófono depende fundamentalmente del cambio de volumen producido por el movimiento de los pistones y de la presión atmosférica ambiental. Dado que la presión atmosférica dominante varía, hay que aplicar una corrección de presión atmosférica para determinar la presión acústica real en la cavidad en el momento de comprobar la sensibilidad del sistema de medición del sonido.

b) Un calibrador acústico del tipo altavoz produce un nivel de presión acústica nominal en

una cavidad pequeña mediante un pequeño altavoz (habitualmente menos de 50 mm de diámetro) que es excitado por la señal de un oscilador electrónico. En algunos aparatos, el nivel de presión sonora es corregido automáticamente para las variaciones de la presión atmosférica y a temperatura del aire. Para estos calibradores especiales no es necesario aplicar

La calibración del sonómetro empleado en este trabajo (figura 1.11) se realizó mediante un pistófono Bruel & Kjaer modelo 4631 el cual proporciona una señal senoidal constante de 94 dB a una frecuencia de 1000Hz. 1.3.5 Analizador de banda de octava y de banda de tercio de octava. Una medida importante del ruido es su distribución de frecuencias, o sea, como se distribuye la presión acústica cuadrática media con la frecuencia (una octava se define como el intervalo entre dos sonidos cuya relación de frecuencia es 2) [1]. El proceso para determinar esta distribución se denomina análisis del espectro, y los instrumentos utilizados son los analizadores de espectro. Para análisis espectrales la señal eléctrica que aporta el micrófono es amplificada y procesada en circuitos electrónicos. El resultado es presentado sobre un indicador o en alguna forma gráfica. El rango de frecuencias para el cual un filtro aporta relativamente poca atenuación se denomina el ancho de banda del filtro. Los analizadores que más frecuentemente se utilizan en el análisis acústico poseen un ancho de banda nominal que es proporcional (y un porcentaje constante) a la frecuencia central de la banda del filtro y son: analizador de bandas de octavo, que tiene una anchura de banda nominal de una octava, y el analizador de bandas de un tercio de octava, que tiene una anchura nominal de una banda de tercio de octava. Algunos analizadores utilizan incluso anchos de banda proporcionales menores; otros utilizan bandas de frecuencia de ancho constante, en lugar de una relación de frecuencia constante. Un analizador de espectro en bandas de un tercio de octava puede

CAPÍTULO I


aportar información más detallada acerca del contenido en frecuencias que un analizador de espectro de banda de octava. La tabla1.2 muestra los valores de la frecuencia central (banda de octava), así como los intervalos de la frecuencia en bandas de octava (tercios de banda de octava). También hay que tomar las frecuencias centrales para las frecuencias de un tercio de octava.

Tabla 1.2.- Frecuencias de bandas de octava [1,3] Bandas de octava 1 2 3 4 5 6 7 8

Intervalos de frecuencia 45 A 90

90 A

180

180 A

355

355 A

710

700 A

1400

1400 A

2800

2800 A

5600

5600 A

11200 Frecuencia central 63 125 250 500 1000 2000 4000 8000

1.3.6 Posiciones y puntos de medida Para la medición de los niveles de presión acústica dentro de lugares de reunión u otros espacios públicos, el micrófono se ubica en las posiciones típicas de los oyentes a alturas de 1,6 m de un oyente en pie o entre 1,2 y 1,3 m si está sentado, salvo que se especifiquen otras alturas. Las medidas no deben realizarse a menos de un metro de una superficie reflectante, como una pared, suelo o techo, donde las reflexiones podrían influir significativamente sobre ellas. El número de lugares de medición debe ser suficiente como para determinar el nivel de ruido ambiental y las características de la fuente de ruido con la precisión requerida. 1.3.6.1 Ruido de fondo y medidas de ruido ambiental. El ruido de fondo es el de todas las fuentes distintas a la fuente concreta de sonido de interés (sonidos diferentes del que se esté midiendo). El ruido de fondo incluye el ruido de origen eléctrico producido por los instrumentos de medición. Por otra parte, el ruido ambiental es el sonido envolvente asociado con un ambiente acústico determinado, habitualmente compuesto de los sonidos de muchas fuentes, próximas y lejanas; ningún sonido concreto es dominante. Hay que tener en cuenta la finalidad de la medida de estos ruidos a la hora de determinar las localizaciones de las medidas. 1.3.6.2 Ondas estacionarias. En un ambiente cerrado, además del sonido directo que llega al micrófono, hay reflexiones sobre las paredes, suelo y otras superficies. Debido a ondas estacionarias, se producen aumentos y disminuciones alternativas de las ondas sonoras. El resultado es una serie de máximos y mínimos en nivel sonoro a medida que el micrófono se mueve a lo largo de una línea recta lejos de la fuente. Con ruido complejo, formado por muchos componentes de frecuencia, tiene lugar un efecto promediador, de manera que los máximos y mínimos se reducen en magnitud.

CAPÍTULO I


Cuando hay que medir las características acústicas de un equipo concreto en un local cerrado, es aconsejable minimizar los efectos de las ondas estacionarias y de otros objetos y superficies reflectantes próximas (por ejemplo, utilizando un material absorbente del sonido). 1.4 RUIDO EN TURBOMAQUINARIA. En la actualidad las turbomáquinas son de gran demanda en un proceso industrial, así como son las máquinas que consumen la mayor parte de la energía eléctrica en la industria. Dentro de las turbomáquinas se tiene a las siguientes: turbina, compresor, bomba, ventiladores, etc. Estas máquinas se utilizan en todos los procesos ya que en estos siempre se maneja un tipo de fluido; por ejemplo aire (ventilador, soplador y compresor) y líquidos (bombas). En la industria es muy notorio que un proceso se tenga ruido en la maquinaria y esté a su vez se refleje en el personal que labora. En la actualidad se esta tratando de reducir el nivel de ruido que se tiene en el campo laboral. El ruido es un problema de gran importancia económica en la sociedad actual. Por razones económicas, la industria realiza un considerable esfuerzo para desarrollar productos silenciosos, y en el mundo de los negocios, para lograr condiciones de silencio en oficinas y fábricas. Dentro de las fuentes de generación de ruido en la turbomáquina se tienen las siguientes (figura 1.12):

Figura 1.12.- Fuentes de ruido en la turbomáquina (ventilador).

Ruido aerodinámico Ruido mecánico

Ruido magnético

CAPÍTULO I


Ruido mecánico: este es generado por las partes mecánicas de la máquina, como lo es el motor, el acoplamiento con el eje de la máquina, rodamientos, engranes (en caso de uso), vibraciones en las partes mecánicas, etc. Ruido aerodinámico: este tipo de ruido se genera principalmente en las partes aerodinámicas (diseño), como lo son ductos, carcaza, álabes, paso entre los álabes, rodetes, válvulas, etc. Ruido magnético: este tipo de ruido se genera principalmente por el espacio libre de aire entre el rotor y estator, así como en la sincronización con polarizaciones extremas en la máquina; es decir este tipo de ruido se produce principalmente en la parte eléctrica de la máquina (motor). El ruido en la máquina es muy complejo ya que se tiene que profundizar en el sistema de la máquina, es decir, en los materiales que se utilizan en el funcionamiento de éstos, como en el diseño que se tiene para la máquina. También hay que tener en cuenta las paredes donde se encuentre alojada la máquina, ya que donde las paredes son duras, acústicamente se generan los efectos de reflexión y eco, provocando con ello un aumento en la presión acústica. La vibración de las máquinas se debe reducir al mínimo, ya que se convierte en energía acústica por radiación, ya sea directamente a través de piezas de la propia máquina, o bien por la estructura del edificio y de la bancada en la que está asentada. El diseño de las turbomáquinas se hace de acuerdo a especificaciones del solicitante y dentro de éstas se encuentra el nivel de ruido, ya que es uno de los más importantes. El nivel de ruido esta relacionado con la eficiencia de la máquina, debido a que por los diversos estudios que se han realizado en algunas tubomáquinas se sabe que cuando la máquina se encuentra en su mejor rendimiento de funcionamiento, se tiene el menor nivel de ruido. Por lo tanto con un nivel bajo de ruido se tiene un buen desempeño aerodinámico y no existe una gran generación de vibración con las partes sólidas de la máquina. 1.5 NORMATIVIDAD. La palabra norma describe un procedimiento que se ha desarrollado mediante el consenso de las partes interesadas. Estas normas no están realizadas por instituciones gubernamentales, sino por cuerpos normativos nacionales o internacionales. Las organizaciones no gubernamentales responsables del desarrollo y la elaboración de las normas sobre ruido incluyen el American National Standards Institute (ANSI), la Internacional Organization for Standardization (ISO) y la International Electrotechnical Comisión (IEC). Las normas de ruido pueden establecer un procedimiento uniforme para obtener datos sobre el nivel acústico, ayudar en la realización de evaluaciones cuantitativas sobre los efectos subjetivos del ruido en los seres humanos, o prescribir criterios para niveles acústicos bajos a distintas condiciones. Las cantidades que habitualmente se utilizan para describir la

CAPÍTULO I


emisión de ruido de una fuente incluyen: el nivel de presión acústica a una distancia especificada de la fuente, el nivel de potencia acústica de la fuente y el nivel de intensidad acústica. Las normas para los ventiladores predicen con exactitud el funcionamiento de una gama bastante amplia tanto en tamaño, velocidad, eficiencia, nivel de ruido, etc., del ventilador a seleccionar. El nivel de potencia acústica de un aparato propulsor de aire puede ser determinado en una cámara reverberante, en campo libre sobre un plano reflectante o mediante el uso de la intensimetría (medición de la intensidad sonora). El nivel de potencia acústica con ponderación A o el nivel de potencia emitida, pueden calcularse a partir de los niveles de presión acústica en bandas de octava o tercio de octava empleando el procedimiento descrito en las normas. Las normas de medida de potencia acústica en ductos que proporciona la American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers describen una técnica para medir los niveles de presión acústica radiados dentro del ojo de la entrada o de la salida del ducto de un ventilador. El ventilador funciona bajo condiciones de carga simuladas con el ducto acondicionado para eliminar sonidos reflejados desde su salida. Los niveles de presión acústica en bandas de tercio de octava se miden en el ducto para cada punto de operatividad del ventilador. A partir de estos datos de nivel de presión acústica existe un procedimiento para calcular los niveles de potencia acústica. El nivel de potencia acústica de un aparato propulsor de aire se puede calcular según la norma 300-96 de la Air Moving and Conditioning Association. Este procedimiento normalizado permite la medición de potencia acústica tanto en el ojo de la entrada como de salida (o de ambas) por medio de una técnica de sustitución. El nivel de potencia acústica de un aparato propulsor de aire se puede calcular según la norma BS 842 parte 2 adaptación de la norma ISO5801-1997. Este procedimiento normalizado permite la medición de potencia acústica en pruebas a ventiladores, tanto en la máquina como en los ductos de entrada o salida de aire. En este capítulo se presentaron los conceptos de ruido y sonido, la instrumentación que se utiliza para registrar la presión acústica y la presencia de ruido en las turbomáquinas, así como la normatividad de ruido en ventiladores. En el siguiente capítulo se estudia la forma en que se presenta el ruido en ventiladores centrífugos y el funcionamiento de estos.


CAPÍTULO II.

RUIDO EN VENTILADORES CENTRÍFUGOS

En este capítulo se describe el ruido en ventiladores centrífugos, los fundamentos de éstas turbomáquinas, las curvas de eficiencia ruido, las fuentes de ruido en los ventiladores centrífugos y algunos trabajos realizados sobre la generación del ruido en ventiladores centrífugos. 2.1 RUIDO EN VENTILADORES AXIALES Y CENTRÍFUGOS. Un ventilador es una turbomáquina que se caracteriza porque el fluido impulsado es aire (fluido compresible) al que se le transfiere una potencia con un determinado rendimiento, es decir, se mueve el volumen del fluido por medio de la energía mecánica del impulsor produciendo con ello un incremento de la presión total del fluido; por lo cual se incrementa la velocidad del fluido. Los ventiladores se diseñan para manejar aire, el tamaño del ventilador varía de acuerdo a la aplicación que se desea. Las características de rendimiento de un ventilador se determinan, principalmente, por la forma y colocación de los álabes de la rueda (rodete). Por ello, los ventiladores normalmente se clasifican de acuerdo a la trayectoria del fluido como:

a) Axiales: el fluido se mueve paralelo al eje de rotación b) Centrífugos: el fluido se mueve perpendicular al eje.

Se ha establecido que los ventiladores axiales se utilicen en aplicaciones con baja resistencia, porque pueden mover grandes cantidades de aire a baja presión y los ventiladores centrífugos son para trabajos que requieren una mayor presión, al mover aire cuando hay alta resistencia de fricción [5]. Los ventiladores axiales tienen límites estrechos de operación a su máxima eficiencia (Fig. 2.1), lo cual los hace menos atractivos cuando se esperan variaciones en el flujo. En la figura 2.1 se indica también la curva de eficiencia de los ventiladores centrífugos. En general es mejor utilizar ventiladores centrífugos, aunque se tienen un contraste considerable en el rendimiento entre los centrífugos y los axiales en el extremo inferior del intervalo de caudal y presión. En general, los ventiladores centrífugos son más fáciles de controlar, se tiene una mayor presión de trabajo y menos ruidosos que los de flujo axial. Esto último es debido a que el ventilador axial cuenta con un menor número de álabes, debido a lo cual existe un aumento en la formación de torbellinos y se aumenta con ello el esfuerzo del tono en el elemento rotatorio (impulsor y álabes). Este trabajo se realizó en los ventiladores centrífugos debido a que se emplean más en la industria y se tiene más variaciones en el impulsor (ángulo de colocación del álabe) para el estudio, también con ello se obtendrá un estudio amplio de acústica, como base para un estudio posterior del ventilador axial.

CAPÍTULO II


Figura 2.1.- Curvas de comportamiento de los ventiladores centrífugos y axiales [4]. Como se puede observar en la figura 2.1 las curvas eficiencia-caudal para ambos ventiladores; el ventilador centrífugo tiene el máximo rendimiento de operación en un porcentaje menor de caudal, en comparación con el ventilador axial, el cual es de gran importancia para el empleo de ventiladores en la industria. Mientras que con respecto a la presión total que manejan los ventiladores centrífugos es más estable que en los axiales, la cual es debido a la resistencia a la fricción que tienen en la velocidad de avance del flujo, así como también se observa que la presión comienza a disminuir bruscamente a partir del punto de máxima eficiencia para ambos ventiladores. Con respecto a la potencia con que trabajan los ventiladores centrífugos es mucho menor y tiene un comportamiento más estable. El ventilador centrífugo es más estable, debido a que presenta poca variación en la presión de trabajo y su flujo de aire en el máximo rendimiento es menor, también, tienen un consumo de energía menor a la del ventilador axial. 2.2 FUNDAMENTOS DE LOS VENTILADORES CENTRÍFUGOS.

El ventilador centrífugo se desarrolló a partir de los diseños simples de la rueda de paletas, en los cuales la rueda era un disco que llevaba segmentos radiales de placa plana, esta forma sigue empleándose en ventiladores sin obstrucción [6]. 2.2.1 Clasificación y componentes de un ventilador centrífugo. El ventilador centrífugo consiste en un impulsor (rotor) encerrado en una envoltura de forma espiral (voluta); el aire entra a través del ojo del rotor paralelo a la flecha del ventilador, es succionado por el impulsor y enviado contra la envolvente la cual descarga en la salida de la envolvente en un ángulo recto a la flecha (figura 2.2).

CAUDAL EN 1000’S DE CFM CAUDAL EN 1000’S DE CFM

PRES

ION

EN

PU

LGA

DA

S D

E A

GU

A

PRES

ION

EN

PU

LGA

DA

S D

E A

GU

A

NIV

EL D

E PO

TEN

CA

AC

ÚST

ICA

EN

dB

re 1

0-12 W

ATT

S.

NIV

EL D

E PO

TEN

CA

AC

ÚST

ICA

EN

dB

re 1

0-12 W

ATT

S.

EFIC

IEN

CIA

ENPO

RC

ENTA

JE

EFIC

IEN

CIA

ENPO

RC

ENTA

JE

CA

BA

LLO

S D

E PO

TEN

CIA

CA

BA

LLO

S D

E PO

TEN

CIA

CAPÍTULO II


Figura 2.2.- Esquema de un ventilador centrífugo típico [6].

Los ventiladores centrífugos se clasifican de según el tipo de impulsor en: álabes de curvatura hacia adelante, álabes radiales y álabes inclinados hacia atrás (Figura 2.3).

Figura 2.3.- Tipo de impulsor y triángulo de velocidades a la salida de este; a) álabes curvados hacia

adelante; b) álabes radiales; c) álabes inclinados hacia atrás. a) Álabes curvados hacia adelante, β2 > 90º.- Este tipo de ventilador necesita poco espacio, baja velocidad periférica y presenta bajo nivel de ruido. Se utiliza cuando la presión estática necesaria es de baja a media. No se recomienda utilizar aire con polvo, ya que el polvo se adhiere fácilmente a los pequeños álabes, por lo que se puede provocar un desequilibrio del impulsor. Su rendimiento es bajo, el máximo esta en un orden de 65% al 75%.

b) Álabes radiales, β2 = 90º.- Tienen por lo general entre 6 y 12 álabes; se emplean para impulsar aire sucio; la disposición radial de los álabes evita la acumulación de material sobre los mismos. Su principal característica es la flexibilidad en la construcción de anchura proporcional, que permite lograr presión estática alta con una capacidad más o

CAPÍTULO II


menos baja. La velocidad periférica es media, alto nivel de ruido y se utilizan es sistemas de extracción de aire sucio o limpio. c) Álabes inclinados hacia atrás, β2 < 90º.- Tienen el ángulo óptimo para convertir gran parte de la energía directamente a presión; por ello, son muy eficientes con un nivel de ruido relativamente bajo y de bajo consumo de energía. Estos ventiladores funcionan a velocidad media, tienen amplia capacidad de presión y volumen y producen menos carga de velocidad que los del mismo tamaño con curvatura al frente. Otra ventaja es que las pequeñas variaciones en el volumen del sistema suelen ocasionar pequeñas variaciones en la presión del aire, lo cual facilita su control. Estos poseen normalmente de 8 a 16 álabes. Dentro de las partes importantes del ventilador se encuentra el cono de succión (entrada), también conocido como ojo de succión. En algunas ocasiones se colocan álabes guía en el cono de succión para mejorar flujo. En la figura 2.4 se muestran algunas formas del cono de entrada. La construcción que se tiene en (a) es la de peor rendimiento y en la construcción (c) es una forma más aerodinámica que permite una entrada de la corriente de aire en el impulsor más uniforme.

Figura 2.4.- Algunas formas del cono de succión; a) cilíndrica; b) cónica; c) abocinada; d) compuesta; e) guiada con álabes directores.

La lengua de la voluta puede ser larga, corta o no existir, como se indica en la figura 2.5; una lengua excesivamente corta es causa del aumento de ruido en los ventiladores, mientras que una lengua excesivamente larga provoca una disminución del rendimiento. En la figura 2.6 se muestra el difusor a la salida del ventilador.

Figura 2.5.- Formas de la lengua de la voluta. 1 sin lengua; 2 con lengua poco pronunciada; 3 con lengua

pronunciada.

(a) (b) (c) (d) (e)

CAPÍTULO II


Figura 2.6.- Montaje del difusor a la salida del ventilador, a) Correcta; b) Incorrecta; c) Difusor simétrico.

Principio de Funcionamiento (Ecuación de Euler) El comportamiento del fluido en el ventilador centrífugo, se hace por medio de la figura 2.7, que muestra los triángulos de velocidad en la salida y la entrada del impulsor respectivamente, en donde los tres vectores del triángulo lo compone la velocidad periférica del impulsor (u), la velocidad relativa del fluido (w) y la velocidad absoluta del fluido (c).

Figura 2.7.- Corte transversal de un impulsor con los triángulos de velocidad a la entrada y salida de un

fluido dado [15]. Debido a que u es la velocidad periférica del impulsor está estará dada por 2ωDu = , si la fuerza que recibe el impulso por un fluido ( VQF Δ= ρ ), entonces el incremento de la fuerza del fluido dentro del rodete estará expresada en la siguiente ecuación:

( )12 ccρQF −= (2.1)

Triángulo de velocidades a la entrada del impulsor

Triángulo de velocidades a la salida del impulsor

CAPÍTULO II


Tomando los momentos con relación al eje de la máquina se tiene que )αcrαcρQ(rM 2 11122 coscos −= y la potencia en cualquier máquina rotodinámica

( MωN = ), entonces la potencia entregada por el impulsor al fluido es:

)ωαcrαcρQ(rMωN 111222 coscos −== (2.2) La potencia en el fluido se expresa de la siguiente manera:

uγQHN = (2.3) Por lo tanto la ecuación 2.2 y 2.3 son equivalentes y se sabe que el peso específico ( ρgγ = ); se sustituye este en la igualación de la potencia en el fluido obteniendo lo siguiente:

)ωαcrαcQ(rgQHu 111222 coscos −= (2.4) Conociendo las componentes de las velocidades periféricas en la entrada ( 11 uωr = ) y salida ( 22 uωr = ), entonces la ecuación 2.4 se puede simplificar de la siguiente manera:

)coscos( 111222 αcuαcuQgQHu −= (2.5) Si se observa los dos triángulos de velocidad en la figura 2.7 se tiene que ucαc 111 cos = y

ucαc 222 cos = respectivamente, al sustituir los valores anteriores en la ecuación (2.5) y simplificando, se obtiene la ecuación de Euler; la cual describe el principio de funcionamiento de cualquier turbomáquina.

gcucu

H uuu

1122 −= (2.7)

donde:

uH Altura de Euler dada en (m) g Aceleración de la gravedad ( 2s

m )

1u Velocidad periférica a la entrada del impulsor ( sm )

uc1 Proyección de 1c sobre 1u

2u Velocidad periférica a la salida del impulsor ( sm )

uc2 Proyección de 2c sobre 2u

CAPÍTULO II


2.2.2 Leyes de los ventiladores. Las leyes de los ventiladores expresan matemáticamente que dos ventiladores forman parte de una serie similar, sus curvas de funcionamiento son similares y que en puntos equivalentes de medición para cada curva de funcionamiento sus rendimientos son iguales. Se pueden aplicar para cálculo solamente en un punto de la curva del ventilador, el punto debe ser utilizado para calcular el punto equivalente de una nueva curva; por lo cual es preciso poseer datos reales de estudio para un ventilador de la misma familia, con el fin de disminuir el error de interpolación entre los puntos. El uso de las leyes queda restringido a casos en que las dimensiones lineales de los ventiladores mayores o menores sean proporcionales al ventilador para el que se hayan realizado los datos de estudio. Las leyes de los ventiladores están indicadas bajo la relación de magnitudes, en ecuaciones que se basan en la teoría de la mecánica de fluidos y su exactitud es suficiente para la mayoría de las aplicaciones, siempre que el diferencial de presión (succión/descarga) sea inferior a 3 kPa, por encima del cual se debe tener en cuenta la compresibilidad del gas. Con el fin de precisar más lo que menciona la normatividad, se podría decir que cuando un mismo ventilador se somete a regímenes distintos de marcha o bien se varían las condiciones del fluido que maneje, pueden calcularse por anticipado los resultados que se tendrán a partir de los conocidos, por medio de unas leyes o relaciones sencillas que también son de aplicación cuando se trata de una serie de ventiladores homólogos, esto es, de dimensiones y características semejantes que se mantienen al variar el tamaño al pasar de unos de ellos a cualquier otro de la misma familia. Estas leyes se basan en el hecho que dos ventiladores de una misma serie tienen similitud sus curvas características y para puntos de trabajo semejantes tienen el mismo rendimiento, manteniéndose entonces interrelacionadas todas las razones de las demás variables. Las variables que comprenden a un ventilador son la velocidad de rotación, el diámetro del impulsor, la presión total, estática y dinámica, el caudal, la densidad del fluido a manejar, la potencia absorbida, el rendimiento y el nivel sonoro. Además debe tenerse previamente en cuenta al aplicar las leyes de los ventiladores, que los valores conocidos sean de un aparato de la misma familia trabajando en las mismas condiciones, bajo las cuales se quiere determinar los nuevos valores y las condiciones del ventilador; considerado sean todas proporcionales a las correspondientes del tomado como punto de partida y cuyos valores reales de estudio se conozcan. También es necesario que la velocidad del fluido dentro del ventilador sea proporcional de uno a otro y para lo cual debe comprobarse que la razón entre la velocidad periférica de dos puntos de un impulsor sea la misma que la de entre dos puntos semejantes del otro impulsor. A continuación se presentan las leyes de ventiladores en las cuales las principales parámetros son d el diámetro del impulsor (m) y n la velocidad del motor (rpm). También se tiene en cuenta que a son los datos bajo las condiciones de funcionamiento requeridas y b = datos bajo condiciones de funcionamiento en curvas base.

CAPÍTULO II


La ecuación 2.8 indica que la relación de caudal entre dos ventiladores es directamente proporcional al producto de las relaciones de velocidad de giro del motor con el cubo de la relación del diámetro del rodete.

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

b

a

b

a

b

a

dd

QQ

nn

3

2.8

22

nn

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

b

a

b

a

tb

ta

dd

PP 2.9

La ecuación 2.9 indica que la relación de presión total que tienen dos ventiladores es directamente proporcional al producto del cuadrado de la relación del diámetro del rodete con el cuadrado de la relación de velocidad de giro de ambos motores.

35

nn

NN

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

b

a

b

a

b

a

dd 2.10

La ecuación 2.10 indica que la relación de potencia consumida por dos ventiladores es directamente proporcional al producto del cubo de las relaciones de velocidad de giro del motor con la quinta potencia de la relación del diámetro del rodete.

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=−

b

a

b

aWbWa d

dLLnnlog50log70 1010 2.11

La ecuación 2.11 indica que la diferencia de la potencia acústica de dos ventiladores es la suma de 70 veces el logaritmo (base 10) de las relaciones de diámetro del rodete y 50 veces el logaritmo (base 10) de las relaciones de velocidad de giro del motor. 2.2 Curvas características de funcionamiento del ventilador centrífugo. Para realizar el estudio en los ventiladores centrífugos se tienen que conocer sus curvas características de funcionamiento de esta máquina. Estas describen el funcionamiento del ventilador desde su descarga libre hasta el estrangulamiento completo del flujo de descarga; todos los parámetros que se toman en cuenta se grafican contra el caudal en cada uno de los puntos de funcionamiento de la máquina determinados por el porcentaje de estrangulamiento en la descarga. Los valores medidos principalmente para obtener las curvas del funcionamiento del ventilador son el caudal Q y la presión total ΔPt. En una prueba bien hecha siempre hay que especificar las condiciones en que se realizaron; es decir, indicar a que presión barométrica y temperatura ambiente se realizó la prueba, para con ello determinar la densidad del aire. En la mayor parte de las aplicaciones interesa más obtener la presión estática del ventilador

CAPÍTULO II


que la presión total; debido a que un ventilador con un sistema difusor eficiente su presión dinámica es muy pequeña y la ΔPs se acerca mucho a la ΔPt. En la figura 2.8 se muestran las curvas características de los tres tipos de ventiladores centrífugos antes mencionados, expresando todas las variables en porcentaje del valor nominal o de diseño, en forma de poder comparar más fácilmente los distintos tipos de ventiladores, se observa que la potencia de accionamiento Na en los ventiladores de álabes curvados hacia delante, aumenta constantemente con el caudal; mientras que en los ventiladores con álabes inclinados hacia atrás la potencia solo se supera ligeramente en un 10%, el valor del punto nominal o de diseño.

Figura 2.8.- Curvas típicas características de ventiladores centrífugos [14]. La curva característica de potencia de los ventiladores con álabes radiales, presentan características intermedias entre los ventiladores con álabes curvados hacia delante y inclinados hacia atrás. En la figura 2.8 también se puede observar que los ventiladores con álabes radiales es de los más estables desde el porcentaje de caudal máximo hasta estar nulo este. Esto es debido a que este tipo de ventilador se aplica en ocasiones con algunas variaciones de densidad, debido a que es aplicable para aire sucio o contaminado; es por ello que la eficiencia es menor a las de los otros ventiladores y como el manejo se caudal es mayor para el manejo de este tipo de caudal, la eficiencia se encuentra en un menor porcentaje de flujo.

CAPÍTULO II


En los ventiladores de álabes curvados hacia delante se puede observar que es inestable debido a su configuración del álabe por lo que es menos eficiente a caudales bajos, por lo que este tipo de ventilador se recomienda utilizar en los porcentajes mayores de caudal para con ello estar lo más cercano al punto de mayor rendimiento. Esta inestabilidad antes mencionada se puede observar claramente en la curva de presión total que maneja la máquina. En la curva de eficiencia se observa que es mayor la eficiencia que en los ventiladores de álabes radiales y su punto de encuentra a mayor caudal con respecto a estos. En los ventiladores de álabes inclinados hacia atrás se puede observar la curva de eficiencia la cual es de una forma más estable con respecto al porcentaje de caudal, así como es de los tres el más eficiente y su eficiencia se encuentra en un porcentaje de mayor caudal. También tiene una presión total a manejar mayor y esta es mas cercana al punto de máxima eficiencia y con respecto a la potencia, este ventilador no se sobrecarga a mayores porcentajes de caudal, al contrario su potencia comienza a disminuir al pasar el punto de mayor eficiencia, lo contraria a los otros dos tipos de ventiladores. 2.3 FUENTES DE RUIDO EN LOS VENTILADORES CENTRÍFUGOS. Los ventiladores comúnmente son fuente de ruido que afectan el confort del medio ambiente, por lo que su comportamiento acústico constituye muchas veces un factor decisivo en la selección del mismo. De acuerdo a esto se han realizado estudios sobre las fuentes de ruido en los ventiladores, con lo cual se ha determinado que existen dos tipos de fuentes de acuerdo a su origen; las cuales se dividen en fuentes de ruido mecánicas y aerodinámicas.

a) Fuentes mecánicas: estas son producidas por el desequilibrio del impulsor (rozamiento), motor eléctrico (acoplamiento), vibraciones de los ductos y carcaza.

b) Fuentes aerodinámicas: producido el ruido por las turbulencias del aire que se

generan por la velocidad de giro del ventilador; debido a la velocidad de corriente del aire en el ojo de la succión (entrada), a la formación de torbellinos en los bordes de los álabes y también a las fluctuaciones de presión en la superficie del álabe.

Los álabes de un ventilador sin importar su forma crean a su alrededor un campo de presión que varía de un punto a otro del espacio, originándose con esto ondas acústicas que interaccionan entre sí, las cuales se propagan por el aire, paredes, suelo, ductos, etc. Por lo cual la principal fuente de ruido en los ventiladores es el impulso que recibe el aire en un determinado punto cada vez que el álabe lo atraviesa. A la repetición de este impulso se le denomina frecuencia del álabe y su valor se puede determinar por:

60

* RPMNf álabe

álabe = (2.13)

CAPÍTULO II


donde: álabef = Frecuencia de la parte giratoria (impulsor)

álabeN = Número de álabes RPM = Revoluciones por minuto 2.3.1 Curvas de eficiencia-ruido en ventiladores centrífugos. Los valores de potencia acústica se basan en el funcionamiento del ventilador de acuerdo a la curva de eficiencia. Por tanto, la elección del tipo, tamaño y velocidad del ventilador deben realizarse con el fin de que éste alcance el punto de mayor eficiencia, punto importante no solamente desde el punto de vista del control de ruido, sino del ahorro energético (Figura 2.9).

Figura 2.9.- Curvas características de ventiladores centrífugos a velocidad constante [4].

El funcionamiento de un ventilador viene determinado por medio de los procedimientos que se explican en la norma AMCA 210. Sus resultados se pueden mostrar en forma similar a las curvas de rendimiento mostradas en la Figura 2.9. Estas curvas muestran valores de presión total, presión estática, rendimiento total, rendimiento estático y potencia trazados en función del caudal, mientras que las curvas de nivel de ruido se obtiene por la norma AMCA 300 de ruido en ventiladores.

PRES

ION

EN

PU

LGA

DA

S D

E A

GU

A

NIV

EL D

E PO

TEN

CIA

AC

ÚST

ICA

EN

dB

re 1

0-12 W

ATT

S.

EFIC

IEN

CIA

EN

PO

RC

ENTA

JE

CA

BA

LLO

S D

E PO

TEN

CIA

CAPACIDAD EN 1000`S DE CFM

CAPÍTULO II


Examinando las curvas del ventilador que ofrece la Figura 2.9 se puede observar que existen ciertas secciones de la curva de eficiencia aerodinámica de la máquina que corresponden al mínimo nivel de potencia acústica de la frecuencia de paso del álabe. Se debería seleccionar un ventilador que funcione en esta franja de eficiencia alta ya que de acuerdo a estudios realizados en estas turbomáquinas se tiene el menor nivel de ruido. El espectro de bandas de octava del nivel de ruido que se presenta en un ventilador es de acuerdo a la frecuencia de paso del álabe, esté se comporta con una tendencia lineal, incrementando está su nivel de potencia acústica con forme aumenta la frecuencia de bandas de octava para un ventilador centrífugo, mientras que para un ventilador axial el espectro de frecuencia de bandas de octava de la potencia acústica se presenta en una parábola, esto se observa claramente en la figura 2.10. La figura 2.11 presenta las frecuencias de estudio de un ventilador centrífugo las cuales se encuentran entre 45Hz a 700 Hz, como se observa en la figura la frecuencia del paso del álabe de un ventilador y bomba se encuentra en las frecuencias bajas del espectro de bandas de octava.

La curva de comportamiento de un ventilador se determina mediante la curva teórica de este tipo de ventilador, tomando esta última como referencia se puede calcular el rendimiento del ventilador para otros tamaños o velocidades empleando las leyes de los ventiladores. (En la práctica se estudian diferentes tamaños para conseguir los datos suficientes para toda la gama de tamaños y velocidades disponibles frecuentemente en un catálogo de ventiladores.)

Figura 2.10.- Curva de comportamiento del espectro de bandas de octava en su presión acústica para un

ventilador centrífugo y axial. [14].

BANDAS DE FRECUENCIA, Hz

POTE

NC

IA A

CÚ

STIC

A (L

W)

REF

ERID

A A

L TO

TAL

DE

L W

CAPÍTULO II


Figura 2.11.- Espectro acústico en el control de varios tipos de mecanismos y máquinas [14].

Figura 2.12.- Curva de presión en relación al caudal de aire, mostrando una zona ideal de selección de un

ventilador con cambios de velocidad [1]. La Figura 2.12 muestra la relación entre la presión y el caudal de aire en la curva base, representado por la curva inferior del ventilador. La parte de máxima eficiencia en la curva se produce entre las dos curvas típicas del sistema. De acuerdo a las leyes de los ventiladores se han empleado estos datos para calcular la curva superior típica del ventilador, que representa un funcionamiento a mayor velocidad (rpm). La sección de mejor eficiencia equivalente de la nueva curva se produce también entre las dos curvas típicas del sistema. Calculando y trazando una serie de curvas del ventilador a distintas rpms, la sección de cada una de ellas es limitada por las curvas típicas del sistema, que establecen la zona de máxima eficiencia de cada curva. De acuerdo a la figura 2.12 las

CAPÍTULO II


características de funcionamiento de un ventilador de grandes dimensiones muestra que su zona de selección óptima se da en la zona A, mientras que el estudio de las características de uno de menores dimensiones se encuentra en la zona B. Por tanto, existe solamente un tamaño de ventilador que cumple las condiciones concretas de caudal de aire y presión en el área de mayor eficiencia. Al seleccionar un ventilador cuyo punto de funcionamiento se encuentre en la zona de inestabilidad, podría tener como consecuencia un nivel de ruido entre 8 a 10 dB por encima del nivel de operación resultante en la zona de selección óptima. Existe además la posibilidad de que se den oscilaciones que provoquen un nivel de ruido variable muy molesto. También se pueden producir oscilaciones cuando los ventiladores están conectados en paralelo y funcionan inestablemente, transfiriendo la carga entre cada uno de ellos y provocando un nivel variable de ruido. Además de seleccionar un ventilador cuyo funcionamiento se produzca dentro de la zona óptima, es importante que para un mayor rendimiento se dispongan buenas condiciones de entrada y salida. Las condiciones de entrada al ventilador son bastante problemáticas, y su mala disposición podría producir una reducción de su eficiencia y un aumento del nivel de acústico de hasta 10 dB [1]. 4.3.2 Rodete, ducto y motor eléctrico. A) Rodete El ruido del ventilador consiste en una serie de tonos discretos sobrepuestos en una componente de banda ancha, lo cual se traslada a la parte giratoria de la máquina (impulsor) llevando al proceso de transferencia de energía que también lleva al desarrollo de calor debido a la fricción que existe entre el aire y el cuerpo sólido. Esto último se le llama componente de vórtices que lleva a la formación de remolinos. En el funcionamiento del ventilador tiene gran importancia el paso del álabe, ya que en un punto de la rotación se genera un impulso al aire. Este impulso puede llevar a una serie de grandes y pequeñas oscilaciones de la onda de sonido. El tono predominante de esta onda de sonido o ruido rotatorio del ventilador normalmente se determina en la frecuencia de paso del álabe. En el diseño de álabes muy angostos, los armónicos más altos pueden ser de igual intensidad, mientras que los álabes anchos progresivamente debilita los armónicos altos. Son varios factores que determinan el número óptimo de álabes en cada tipo de ventilador centrífugo. Esto incluye el número de álabes, fricción del fluido, fuerza estructural y costo, así como en el ruido producido. El resultado final en la selección del número de álabes, no es influenciado por el nivel ruido, debido a que la principal variable para el diseño del ventilador es el rendimiento entregado por este. Los vórtices pueden crearse principalmente en los bordes de ataque o bordes salida de los álabes, a lo largo del tamaño de la longitud de los álabes y en localidades cercanas de los

CAPÍTULO II


álabes. En general, el tamaño, proporción del incremento y deterioro; así como origen y movimiento de los vórtices será de manera natural y el ruido resultante se tendrá en un espectro de la banda ancha. La línea de corriente que sigue el borde de ataque del álabe minimiza la formación de vórtices, que producen nivel de ruido en la interacción del flujo dentro de la máquina; la calidad del diseño, álabes delgados o de gran superficie, con bordes redondeados son mejores para reducir la formación de vórtices. La superficie que tienen los álabes puede tener alguna ventaja, particularmente cuando el ángulo del borde de ataque del álabe no sea igual al ángulo de entrada del fluido. Los remolinos se pueden formar en el paso del álabe debido a la separación de flujo entre los álabes. El mejor beneficio se obtiene con el uso adecuado de la superficie del álabe, al reducir la separación de los álabes. Desde el punto de vista del ruido generado en álabes delgados, el ruido se compensa con la disminución del número óptimo de álabes. Von Karmán en sus investigaciones menciona que los vórtices generados en el paso de los álabes se pueden disminuir en los bordes de salida debido al espesor finito. También menciona que el espesor del álabe tiene un efecto muy pequeño en los ventiladores centrífugos con respecto a la reducción del ruido [4]. La frecuencia en importancia con respecto al ruido generado por el aire en los álabes a causa del giro que impulsa el aire en un punto dado del giro del álabe, se le llama la frecuencia de paso del álabe que determina el tono fundamental del ruido generado. Existen métodos para la reducción del ruido generado por los álabes y son los siguientes:

1. Para un ventilador, incrementar el ancho del álabe reducirá la intensidad del principal armónico en el paso del álabe. El espesor del álabe tiene sólo un pequeño efecto en el ruido rotacional.

2. El aumento del número de álabes tiende a reducir el valor del armónico (tabla 2.1); por ello se logra una disminución en el ruido provocado por el giro del impulsor. Al agregar otro álabe, todos los armónicos impares del álabe del ventilador serán cancelados; aunque la intensidad de los armónicos semejantes se duplicará. Sin embargo, la capacidad del ventilador también aumentará. Al duplicar el número de álabes disminuirá el ruido total del giro del impulsor por más de 3 dB.

Tabla 2.1. Valores de reducción de ruido [4]

Número de álabes en el impulsor 1 2 4 8 16 Disminución del nivel acústico (dB) 0 3 6 9 12

3. Un ventilador de hélice con un armónico más alto puede tener un diseño apropiado

de la carcaza (voluta) para reducir considerablemente el ruido. Pero si el flujo se bloquea en la parte de la voluta, el ruido puede ser mayor en el caso de no tener recubrimiento la carcaza (superficie lisa).

CAPÍTULO II


La fuente de mayor ruido por vórtices, son los álabes del ventilador. Un gradiente de presión se desarrolla transversalmente por el álabe en dirección a su espesor cuando el álabe se mueve a través del aire. Si a un lado del álabe el flujo de aire es uniforme o laminar, este gradiente de presión es constante y los resultados de ruido son mínimos. Para los ventiladores centrífugos, el ruido de vórtice sucede sólo sí el aire ocupa el espacio total de paso de los álabes. Este efecto puede minimizarse usando el filo de la curva de los álabes si es el caso de estos, para que la mayoría de los vórtices se difundan en la punta del álabe. El ángulo de entrada del álabe en el diseño apropiado de los ventiladores centrífugos es importante para minimizar los vórtices. La carcaza de un ventilador centrífugo puede tomar la forma de un espiral donde el espacio libre axial aumenta directamente en proporción al ángulo transversal de la entrada del aire; alrededor de está se requiere una velocidad media constante de caudal, para una distribución uniforme del aire suministrado por el área de descarga del álabe. El mejor diseño de la carcaza del ventilador es deseable para el mínimo de ruido. Una reducción en la velocidad de salida y un aumento en la presión ocurrirá cuando el espacio libre entre impulsor y carcaza se aumente. El aumento de presión causará un cambio de presión abrupta al corte que sirve para aumentar el ruido en la frecuencia de paso del álabe. El corte en el espacio libre también es crítico, un menor espacio libre producirá el mayor ruido generado en el corte. También se considera que un 5% del diámetro del impulsor con respecto al diámetro de la carcaza es el mínimo generalmente y debe aumentarse un poco para aplicaciones de bajo ruido. B) Ductos La resonancia del cuarto en que se encuentra el ventilador, así como sus ductos puede ser otra fuente de ruido, ya que desde cualquiera sistema resonante o mecánicamente excitará una frecuencia natural de vibración. Por ello un método económico de reducción del ruido en la instalación o sistema es el uso de silenciadores. Un sistema de ductos ideal es diseñado con una simetría perfectamente redonda para prevenir la propagación de ruido en el eje del ducto. Desgraciadamente, en algunos sistemas de ducto es imposible tal simetría y el sonido del aire transportado en el ducto se cuida para no ser propagado. Debido a su naturaleza no hay cancelación para el ruido de vórtices en los ductos. Por consiguiente, este tipo de ruido siempre se propaga. C) Motor electrico Si el impulsor está directamente montado en el eje del motor, el ruido de origen magnético puede trasmitirse por el ventilador. Debe aislarse con precaución la base del motor para algunos ventiladores de baja velocidad. Pero en ventiladores de gran velocidad y alta presión; el montaje es impráctico y menos importante en la intensidad acústica emitida, ya que es más baja en el ruido del ventilador.

CAPÍTULO II


2.4 ESTUDIOS REALIZADOS EN GENERACIÓN DE RUIDO EN VENTILADORES.

Velarde et al [10] realizaron un estudio experimental del comportamiento aeroacústico en un ventilador de álabes curvados hacia adelante. Primeramente, se cálculo la curva de eficiencia del ventilador y el nivel de potencia acústica del ventilador. Segundo, el campo de vorticidad fue calculado de la velocidad y medidas de presión en la entrada; éstas últimas variables se usaron para explicar algunas características de generación de ruido con los fenómenos aerodinámicos. Las pruebas fueron realizadas en un ventilador de simple succión. El rotor tiene un diámetro de entrada de 300 mm y un diámetro de salida de 400 mm (Figura 2.13). Tiene 38 álabes curvados hacia adelante y se maneja por un motor CA de 9.2kW. El impulsor gira a 1460 rpm con un nivel bajo de fluctuación de 0.5% para el rango de caudal analizado. La Figura 2.13 muestra el ventilador con las dimensiones principales expresadas en mm. La distancia mínima entre el impulsor del ventilador y la voluta es de 50 mm a la lengua. El ángulo de entrada del álabe es de 0º con respecto a la dirección radial; entonces, no existe incidencia en cero y separación de flujo para todas las condiciones del caudal. El ángulo de salida del álabe es de 74° relativo a la dirección radial. La entrada del ventilador está abierta al aire ambiente.

Figura 2.13.- Dimensiones del ventilador centrífugo e instalación [10]. La instalación de la prueba fue diseñada y construida siguiendo la Norma Británica BS 848: Parte 1 (1980) y BS 848: Parte 2 (1985) de esta manera, ambas normas se usaron para medir las curvas de eficiencia del ventilador y el comportamiento acústico del ventilador. Los instrumentos de medición se instalaron en la sección A (presión estática) y B (relación de flujo y nivel de presión sonora). La relación de flujo fue obtenida por un tubo de Pitot estándar, usando el método descrito en la norma BS 848: Parte 1 (1980). La presión estática fue medida usando un manómetro diferencial con un lado conectado a cuatro tomas de la pared uniformemente distribuidas en

Voluta

Dimensiones en mm

Ventilador Sección A Sección B Terminal

Anecoica

Enderezador de flujo

Cono Regulador

Dirección del flujo

CAPÍTULO II


la sección A y el otro lado abierto a la presión atmosférica. Se dedujo la presión dinámica de la relación de flujo y la sección transversal del ducto.

Figura 2.14.- Presión total diferencial y eficiencia contra el caudal [9,10].

La figura 2.14 muestra la presión total diferencial y eficiencia contra el intervalo de flujo y la figura 2.15 muestra la potencia en la flecha y el nivel de potencia acústica (Lw) contra la relación de caudal. Qo se refiere al intervalo de flujo al punto de mejor eficiencia (también nombrado rango de flujo de diseño o punto de diseño) y Efo se refiere a la eficiencia correspondiente. Los valores obtenidos para estas variables fueron: Qo=1.7 m3/s y Efo=0.63. En la curva de presión total diferencial (figura 2.14) puede observarse una zona ancha con pendiente positiva con algunos fenómenos aerodinámicos que pueden aparecer en estas condiciones de trabajo. Además, el punto de mayor presión total corresponde a la mayor eficiencia, que cae dentro de esa zona, revelando una inestabilidad en el diseño del ventilador. La inestabilidad aerodinámica se puede presentar por la separación de flujo en los pasos del álabe y flujo inverso, ambos son responsables del incremento de ruido generado y nivel de vibraciones mecánicas, así como disminución en la eficiencia aerodinámica. El nivel de presión acústica fue medido con un modulo B&K de medida del nivel acústico del tipo 1 y un micrófono de ½” protegido con un cono de nariz. El nivel acústico medido se incorpora a filtros analógicos y un módulo de análisis de frecuencia. El nivel de potencia acústica del ventilador fue obtenido utilizando el nivel de presión acústica medida y el procedimiento descrito en la Norma Británica ya mencionada [10]. El incremento en la curva de potencia en la flecha (figura 2.15) a lo largo del rango de flujo, indica que este ventilador permite manejar una carga excesiva de trabajo en los intervalos de mayor caudal en periodos de mayor tiempo de operación.

Pres

ión

Tota

l (P

a)

Ef /

Efo

Q / Qo

Ef / EfoPresion total

CAPÍTULO II


ç

Figura 2.15.- Potencia en la flecha y potencia acústica contra el caudal [10].

En la curva de Lw mostrada en figura 2.15, los niveles más altos están obtenidos en los más bajos intervalos del caudal. El valor más bajo de este nivel corresponde con el valor más alto de eficiencia y presión total mostradas en la figura 2.14. El nivel de potencia acústica después del punto de mayor eficiencia se incrementa ligeramente con el intervalo del caudal de aire. La Figura 2.16 muestra la frecuencia de giro del impulsor y la frecuencia de paso del álabe contra el intervalo del caudal. La frecuencia de rotación del impulsor muestra sus valores más bajos entre 1 y 1.4 veces el caudal; esté aumenta rápidamente a los intervalos más bajos de flujo. Con respecto a la frecuencia de paso del álabe, es mucho más baja que las generadas en la frecuencia del impulsor para todos sus intervalos del caudal mostrados; presenta un valor más bajo en 0.7 veces el caudal. Debajo de ese valor, los niveles aumentan ligeramente, y sobre ese valor el nivel aumentan notablemente. El ruido generado en la frecuencia de paso del álabe (ruido total) es debido a la interacción entre las estelas de los álabes y la lengua de la voluta. Cuando el ruido aumenta es cuando las estelas son muy grandes, las cuales se incrementan conforme aumenta el caudal.

Figura 2.16.- Potencia acústica contra el caudal [10].

Pote

ncia

en

la fl

echa

(kW

)

L w(d

B)

Q / Qo

Potencia en la flecha Lw

Lw

(dB

)

Q / Qo

Frecuencia de rotación Frecuencia de paso del álabe

CAPÍTULO II


Las curvas obtenidas de comportamiento revelaron la característica de inestabilidad del ventilador por encima de un gran caudal, donde incluso el caudal de diseño se incluyo. Por otro lado, el espectro del nivel de potencia acústica del ventilador se medió, mostrando que la contribución principal al ruido es la frecuencia del impulsor. Por otro lado, el ruido tonal que corresponde a la frecuencia de paso del álabe es mucho más bajo, comparado a la conducta típica de un ventilador industrial con un buen diseño aerodinámico. Analizando las distribuciones de vorticidad en la carcaza y espectros de banda de octava (figura 2.17), puede concluirse que el ruido aerodinámico tonal se produce a la frecuencia de paso del álabe, y en menor grado a su primer armónico, aumentando con la proporción de flujo. Algunos otros rasgos de los espectros de ruido (ruido a la frecuencia del impulsor y a otras frecuencias bajas) no fueron relacionados a los fenómenos aerodinámicos, para que ellos puedan producirse por las fuentes mecánicas [10].

Figura 2.17.- Espectro de presión acústica [9,10]

L P (d

B) p

ara

0.4x

Qo

L P (d

B) p

ara

Qo

Frecuencia (Hz)

Frecuencia (Hz)

CAPÍTULO II


Velarde et al [11] muestran en un estudio experimental y numérico sobre la generación aerodinámica de ruido tonal en un ventilador centrífugo industrial de álabes curvados hacia atrás, dirigiendo el estudio a la interacción entre el impulsor y la voluta , así como el análisis entre la distancia del impulsor y la lengua. Para la simulación numérica se utilizó el paquete computacional FLUENT.

Figura 2.18.- Nivel de potencia acústica a la frecuencia de paso de álabes en función del caudal [11].

Las pruebas experimentales y numéricas se realizaron en un ventilador centrífugo de simple succión accionado directamente por un motor de 9.2kW a 1460 rpm. Se realizó el estudio en dos rodetes que se pueden acoplar indistintamente, los cuales son de 400 y 355mm de diámetro exterior, ambos constan de 10 álabes inclinados hacia atrás. Las distancias mínimas entre el impulsor y la lengua son de 12% y 20% aproximadamente de los diámetros exteriores respectivamente. Las características aerodinámicas y acústicas del ventilador se realizaron de acuerdo a la norma BS 842, así como la construcción de un laboratorio para pruebas acústicas (Fig. 2.13). El trabajo se centra en el estudio de la generación aerodinámica de ruido tonal a la frecuencia de paso del álabe, mientras se incrementaba el caudal de aire. Aunque la contribución principal para la generación de ruido en el ventilador es debida a las fuentes mecánicas, las bandas en el ruido aerodinámico generado por este tipo de ventilador corresponden esencialmente en la frecuencia que se muestra como desagrado al oído humano. Como se puede observar en la figura 2.18, la evolución del nivel de potencia acústica específica es bastante similar en ambos rodetes, con una zona de mínima generación acústica que coincide con la de máximo rendimiento (caudal a 0.07) del ventilador. Los niveles de ruido a ambos lados de estas zonas de máximo rendimiento aumentan, en especial al aumentar el caudal de aire. La simulación numérica determinó que las zonas con una mayor generación de ruido corresponden a los gradientes de presión acústica más importantes de la fuente, ya que se puede observar que la interacción entre el impulsor y la carcaza dan lugar a importantes

Coeficiente de caudal

L ws (

dB)

CAPÍTULO II


variaciones, que se manifiestan especialmente en la zona superior de la lengua de la carcaza y a flujos grandes. Este fenómeno se presentó también con los niveles de potencia acústica determinados experimentalmente (Figura 2.18), el nivel de potencia acústica aumenta de forma considerable por encima del flujo de aire de máximo rendimiento. El trabajo realizado por K. Morinushi [12], muestra el estudio experimental de los cinco parámetros geométricos importantes en ruido y comportamiento aerodinámico de un ventilador centrífugo pequeño (figura 2.19). Estos parámetros geométricos son:

1. La proporción del diámetro interno y ancho de impulsor (W/D1), 2. El espacio axial libre entre el cono de entrada del ventilador y la placa del aro del

impulsor (C1), 3. Ángulo de posición del álabe (θ), 4. La proporción de paso y cuerda del álabe (t/l), y 5. El índice de la extensión espiral de la voluta (Is).

Figura 2.19.- Parámetros geométricos de un ventilador centrifugo [12].

El espacio libre de corte (Δr) fue fijado al 10% del diámetro exterior del impulsor para reducir significativamente el tono de la frecuencia de paso del álabe. La actuación aerodinámica y nivel de ruido de los ventiladores fue medido en un cuarto anecoico con un sonido corregido del sistema de aire suministrado. Se muestran el diagrama del sistema y la especificación principal del cuarto anecoico en la Fig. 2.20.

Impulsor

Voluta

CAPÍTULO II


Figura 2.20.- Proyecto de cuarto anecoico con protección del sonido del sistema abastecedor de aire [12]. El montaje del ventilador en prueba se realizó en una cámara que se instaló como parte de la pared del cuarto anecoico. El comportamiento aerodinámico y nivel de ruido fueron medidos según las Normas Industriales Japonesas (JIS-B8330, JIS-B8346). Los intervalos del caudal de aire se obtuvieron de la medición por un medidor de caudal tipo placa de orificio. Se obtuvo la potencia del eje del ventilador con el rendimiento de salida del motor que tiene el ventilador. La presión total del ventilador fue determinada agregando la presión dinámica (cálculo por velocidad media de la descarga del ventilador) a la presión estática medida en la cámara.

Figura 2.21.- Construcción de la cámara del ventilador en prueba [12].

silenciador silenciador

Cuarto anecoico

Direccionadores silenciador

Ventilador

CámaraMaterial absorbente

Placa de OrificioDucto de medición de volumen de aire

Material absorbente

Micrófono

Placa deflectora

Fibra de vidrio

Cuarto anecoico

Tomas de presión estática

CámaraVentilador a prueba

CAPÍTULO II


La figura 2.21 muestra la construcción de la cámara de prueba del ventilador y la posición del micrófono con que de midió el nivel del ruido, el cual se midió en una posición de 45º de inclinación a la descarga del ventilador, a una distancia de 1 m del campo acústico generado por un plano reflectante. Todas las mediciones se llevaron fuera de los valores usados por la velocidad de rotación del ventilador (aproximadamente 19s-1 y l3s-1) para evaluar la influencia de la velocidad de rotación en el comportamiento aerodinámico y del nivel de ruido.

Un ventilador centrífugo que requiere un gran caudal de aire, así como una gran presión; requiere que el área de paso del álabe se aumente para estas condiciones de trabajo, con ello se amplia el ancho del impulsor así como el diámetro interno del impulsor. Sin embargo cuando se aumenta el ancho del impulsor, la zona de separación de flujo entre los álabes se incrementa en el lado de la envolvente del impulsor y se disminuye el comportamiento aerodinámico y las características de ruido del ventilador. Por lo tanto en este trabajo se determinó la influencia en relación del diámetro interno y ancho del impulsor (W/D1); examinando los cinco tipos de ventiladores con las relaciones W/D1 de 0.25 a 1.00. La figura 2.22 muestra las características de los cinco tipos de ventiladores con los diferentes anchos del impulsor, así como que con tal valor de longitud W/D1 en el intervalo de 0.25 y 0.78, no se tiene influencia en el comportamiento del ventilador. Sin embargo, cuando W/D1 = 1.0, el comportamiento del ventilador se reduce significativamente. La Figura 2.22 usa los mismos datos para mostrar la relación entre W/D1 y el nivel del ruido específico (Ks) al punto de operación determinado para varios valores unidimensional del coeficiente de pérdida de presión (ξ).

Figura 2.22.- Curvas de comportamiento de los ventiladores con varios anchos del impulsor [16].

Los resultados presentados en este trabajo, al comparar la actuación aerodinámica y las características de ruido en varios ventiladores centrífugos lleva a las siguientes conclusiones: (1) Es bueno poner la proporción de ancho del impulsor al diámetro interno a 0.8 o menor, aunque un valor alrededor de 0.6 parece muy conveniente. Ya que la actuación aerodinámica de un ventilador a prueba cuyo W/D1 = 1.00 fue poco satisfactorios y el nivel del ruido fue alto. (2) El espacio axial libre no tiene influencia en el nivel del ruido específico en el intervalo de 3% a 10% de la anchura del impulsor. (3) El ángulo de

CAPÍTULO II


puesta óptimo del álabe es aproximadamente 26º de las condiciones de operación. (4) La proporción del paso y cuerda tiene dos valores óptimos: uno es aproximadamente 0.7 del caudal para la mayor región y dos a aproximadamente 1.1 para la pequeña región del caudal. (5) El índice de la extensión espiral de la voluta influye en la actuación aerodinámica y las características de ruido de un ventilador centrífugo significativamente. Cao et al [13] centran su trabajo en el estudio de los efectos de varias superficies aerodinámicas y acústica en ventiladores pequeños (Figura 2.23).

Figura 2.23.- Esquema para la medición del comportamiento aerodinámico de aire acondicionado [13]. Las unidades internas de aire acondicionado KF-60L se seleccionaron como un modelo de prueba en este estudio. La norma se refiere a GB/T7725-1996 para el aire acondicionado doméstico en interiores y los artículos 51-75 del ASHRAE. El comportamiento aerodinámico es medido por un equipo de prueba que incluye el difusor, cámara de descarga, sección de prueba y ventilador ya utilizado en un sistema de aire acondicionado. La sección de descarga de aire acoplada al difusor, la temperatura ambiental, humedad relativa, la presión ambiente, la presión estática de la cámara de prueba y la diferencia de presión estática por la tobera de descarga se analizaron automáticamente por el sistema de medición. La medición del ruido, llevada a cabo dentro de una cámara semianecoica, se llevó a cabo con una serie de instrumentos de Bruel & Kjaer así como un software multifuncional PULSE-3560 para el análisis del ruido. El micrófono se posicionó 1 m de alto del piso y 1 m de distancia del sistema de aire acondicionado [13]. Las mediciones se enfocan a: (1) el perfil de baja velocidad C-4 y el perfil general CW-1 con la línea similar de flujo, (2) comparación de diferente f/b, (3) comparación de diferente e/b, y (4) comparación de diferente c/b y perfiles. Para considerar el efecto de e/b, f/b y el ángulo del álabe β, los perfiles de superficie aerodinámica diseñados se diseñan por términos de los parámetros considerados: b: Longitud de cuerda, c: Espesor máximo del perfil de la superficie aerodinámica en la cuerda acertada, e: Localización del espesor máximo en la cuerda acertada, f: Flexibilidad máxima de línea de flujo, c/b: Espesor relativo de la superficie aerodinámica, f/b: Flexibilidad relativa de la superficie aerodinámica,

Difusor

Ventilador

Cámara de descarga

Absorbedor de sonido

CAPÍTULO II


β1A: Ángulo escalar del borde de ataque, β2A: Ángulo escalar del borde de salida, D1/D2: Proporción del eje/punta; Radio similar de la punta y número de álabes. En la figura. 2.24 se presenta la presión estática medida como la función de la proporción del caudal de aire para KF-60L y el nivel de presión acústica correspondiente contra la proporción de caudal de aire (Fig. 2.25). Se ilustra que bajo la línea del caudal es similar en las superficies aerodinámicas de C-4, ya que se acerca a la buena actuación aerodinámica de CW-I. Por consiguiente la superficie aerodinámica de C-4 es disponible para baja velocidad de diseño para el ventilador centrífugo usado en el aire acondicionado, al contrario, las otras variables en el mercado con los perfiles no significa que ellos pueden proporcionar el mejor comportamiento.

Figura 2.24.- Presión estática Ps como función de Q para KF-60L a 425r/min [13].

Figura 2.25.- Medida de Lp como función de Q para KF-60L [13].

L p (

dBA

)

Q m3/s

P s (

Pa)

Q m3/s

CAPÍTULO II


A través de una serie de mediciones aerodinámicas y acústicas, las conclusiones más notables de este trabajo son las siguientes [13]:

(1) Las superficies aerodinámicas de C-4 pueden lograr una buena actuación aerodinámica y acústica en el rango de baja velocidad que la superficie aerodinámica de CW-1 aplica en los sistemas de aire acondicionado actualmente.

(2) Hay un valor conveniente para f/b de flexibilidad relativa para la superficie aerodinámica usada en el ventilador centrífugo de aire acondicionado. En este estudio, a través de una serie de medidas dirigidas al valor óptimo de f/b se supone de 0.218.

(3) El e/b espesor máximo, es una medida importante para afectar la actuación aerodinámica y acústica, tiene un valor óptimo alrededor de 0.13∼0.15. El espesor relativo c/b tienen una relación de 0.15∼0.17 como factor importante para lograr un diseño óptimo.

(4) Basado en una serie de mediciones llevadas a cabo anteriormente, la superficie aerodinámica de C-4, pueden acercarse a la mejor actuación comparado con CW-l, y los siguientes parámetros son fijos como f/b ≈ 0.22, e/b = 0.13-0.15, c/b = 0.15-0.17, β1A = 55º, β2A = 160º y D1/D2 = 0.82.

En este capítulo se desarrolló como se genera el ruido en ventiladores centrífugos y los fenómenos que ocurren a su alrededor. En el siguiente capítulo se analiza la normatividad de ruido en ventiladores y en base a esto se desarrolla la metodología propuesta para obtener el ruido en ventiladores centrífugos, así como la descripción de la instalación experimental e instrumentación empleada.


CAPÍTULO III.

DESARROLLO DE LA METODOLOGÍA EXPERIMENTAL

En este capítulo se analizan las normas de ruido en ventiladores y se desarrolla la metodología para evaluar el comportamiento acústico en ventiladores centrífugos, así como la descripción de la instalación experimental. 3.1 ANÁLISIS DE NORMAS DE RUIDO EN VENTILADORES. Se realiza el análisis de las normas BS 842 parte 2, AMCA 300-96 y el método descrito por Buffalo Forge Company para determinar el nivel de ruido acústico en ventiladores; tomando en cuenta el medio donde se encuentra instalado el ventilador. 3.1.1 Norma BS 842 parte 2. En esta norma “método de pruebas de ruido” BS 842 parte 2 se describen los métodos de prueba para determinar el nivel de ruido en ventiladores centrífugos. Dentro de la norma se describen 4 métodos que son los siguientes:

• Método de pruebas en ductos; • Método de pruebas en campos reverberantes; • Método de pruebas en campos semireverberantes; • Método de pruebas en campo libre.

De acuerdo a estos métodos el que interesa es el de campos semireverberantes y en campo libre; que se describen en el punto 8 de la norma y que a continuación se presenta: El método de campo libre o semireverberante pueden usarse para la determinación del nivel de potencia acústica de ventiladores con entrada abierta y salida abierta, para los siguientes tipos de instalaciones normalizadas: Tipo A entrada libre, salida libre; Tipo B entrada libre, ducto en la salida, y Tipo C ducto a la entrada, salida libre. Este método también puede usarse para la determinación de la potencia acústica en el ducto de ventiladores demasiado pequeños (por ejemplo ventiladores automotrices y de computadoras). Los ambientes acústicos de prueba que son conveniente para mediciones según este procedimiento incluyen: a) una cámara anecoica que proporciona un campo libre esférico, b) una cámara anecoica que proporciona un campo libre hemisférico encima de un plano

reflectante,

CAPÍTULO III


c) una área plana al aire libre y d) un cuarto en que las contribuciones de las presiones acústicas del campo reverberante

sobre las mediciones de superficie son pequeñas comparado con el campo directo de la fuente.

La prueba idealmente debe realizarse libre de objetos reflectantes, aunque en la zona de pruebas se tiene un plano reflectante, esté se tendrá en cuenta para la instalación, es decir, una fuente en campo libre o campo libre sobre un plano reflectante. La influencia de condiciones no ideales del campo libre se toman en cuenta por la suma de una corrección del medio ambiente, K, a los niveles de presión acústica obtenidos. Para las condiciones de campo libre sobre un plano reflectante en la prueba se considera satisfactorio, si la magnitud de la corrección ambiental, K, es menor de 2dB. Cuando la prueba se realiza en un campo libre hemisférico (semi-anecoico) sobre un plano reflectante, el plano reflectante deberá ser de la siguiente forma:

• El plano reflectante no será más pequeño que la proyección de la superficie de medición en el plano.

• El coeficiente de absorción del plano será menor de 0.06 sobre el rango de frecuencia de interés. Para las mediciones interiores en un suelo de concreto es normalmente satisfactorio. Para los mediciones al aire libre en concreto o hormigón de asfalto la superficie debe ser satisfactoria a la distribución de las ondas acústicas.

Si se utiliza cubierta en el micrófono para evitar el efecto de viento o para el flujo de aire, se deben hacer correcciones de los niveles de presión acústica. Para sitios de prueba descubiertos que consisten en una superficie dura, como concreto o asfalto y sin reflejar la onda de sonido, los obstáculos se tendrán a una distancia de la fuente igual a tres veces la distancia más grande al centro de la fuente, la medida más baja puntual puede asumirse que su corrección medio ambiental K es menor o igual a 0.5 dB y por consiguiente es despreciable. El ducto, la terminación anecoica, la medición de flujo y el dispositivo de control, es necesario que se encuentren adecuados al ventilador, para la instalación de pruebas del ventilador tipo B. La condición de operación apropiada se determinará de una medición del flujo volumétrico del aire. La entrada del ventilador tipo B se colocará en el centro del área de la prueba. El ducto conectado en la descarga de este tipo de ventilador será de una construcción maciza o se tratará externamente para evitar transmisión indeseable de ruido dentro del ducto. El ducto tendrá una terminal anecoica (con el cual no se cuenta actualmente en la instalación experimental empleada en el LABINTHAP, la cual no es necesaria para medición del ruido generado en la máquina). El ducto de salida comprenderá de un ducto intermedio, un ducto de transición si es necesario, un ducto de prueba o ducto terminal y una terminación anecoica.

CAPÍTULO III


En los casos donde el motor del ventilador, su descarga y succión están en el mismo espacio de medición, el ruido será en parte aerodinámico y en parte debido al motor y transmisión. Si el motor es representativo en proporción con el ventilador, este ruido se tomará para ser el ruido del ensamble del ventilador. En casos donde el motor y la transmisión no se proporcionan como estándares, la contribución al ruido hecho por éstos serán verificados quitando el impulsor del ventilador y midiendo el ruido así obtenido. Si éste es 10dB o más bajo del nivel en cualquier banda de octava debido al ensamble completo, el ruido de la transmisión puede ignorarse [7]. Determinación de la superficie de medición. Se realiza una superficie de medición hemisférica, respectivamente el centro en la proyección de la entrada del ventilador o salida en la superficie reflectante para la instalación B. Los radios de la superficie de medición serán lo suficientemente grandes para asegurar que la medición de presión acústica cumpla dentro del campo acústico cercano al ventilador. La magnitud o la cercanía al campo acústico, se aproxima definiendo una dimensión característica D0, que relacionará el tamaño del ventilador y su localización. El diámetro de entrada o salida del ventilador o el diámetro equivalente es De, el ventilador se montará para que la distancia, H, del plano reflectante a la línea del centro de la entrada o descarga del ventilador no sea menor que De. La dimensión característica, D0, es cuando la apertura a la entrada o salida del ventilador es redonda

( )20 DHD += (3.1)

y cuando es rectangular:

( ) ( ) 2 o 2 2010 bHDbHD +=+= (3.2) donde: b1 Dimensión mayor de entrada rectangular del ventilador (en metros); b2 Dimensión mayor de descarga rectangular del ventilador (en metros); De acuerdo a esto la superficie de medición será un hemisferio o esfera de radio, r, centrado a x = 0, y = 0, z = 0. Donde r es dado por el valor mayor de:

2 x rD ≤0 o rH ≤4 r no es menor de 1 metro. La temperatura y presión ambiental durante la prueba se medirán periódicamente. Se distribuirán 13 posiciones del micrófono sobre el hemisferio. Las coordenadas cartesianas en el eje se definirán para que el punto de apertura en la entrada o salida a lo largo del eje x positivo y el eje z apunte a los ángulos rectos a la superficie reflectante. Las coordenadas se determinan según la tabla 3.1 y los puntos se muestran como indica la figura 3.1.

CAPÍTULO III


Tabla 3.1.- Coordenadas de la localización del micrófono para una superficie de medición hemisférica para la instalación tipo B [7].

No. de puntos x/r y/r z/r P*r2

1 -0.90 0.37 0.24 0.738 2 -0.90 -0.37 0.24 0.738 3 0.19 0.95 0.24 0.371 4 0.19 -0.95 0.24 0.371 5 0.81 0.54 0.24 0.371 6 0.81 -0.54 0.24 0.371 7 -0.27 0.65 0.71 0.738 8 -0.27 -0.65 0.71 0.738 9 0.39 0.59 0.71 0.371

10 0.39 -0.59 0.71 0.371 11 0.69 0.14 0.71 0.371 12 0.69 -0.14 0.71 0.371 13 0.00 0.00 1 0.371

Figura 3.1.- Posiciones del micrófono para una superficie de medición hemisférica para la instalación tipo B [7].

PLANO DE REFERENCIA

PLA

NO

DE

REF

EREN

CIA

CAPÍTULO III


Un número diferente de puntos de prueba se determinaron para trazar el nivel de potencia acústica contra el flujo de volumen de entrada sobre el rango deseado. Un dispositivo de estrangulamiento se utilizó para controlar el punto de operación en la característica del ventilador en el caso del tipo de ventilador B. El nivel acústico en el área de medición debido al ruido generado por el dispositivo estrangulador y el sistema de medición de flujo será por lo menos 10 dB debajo del nivel acústico moderado del ventilador bajo prueba. La terminación anecoica se diseñará con la capacidad suficiente de silencio en todas bandas de tercia de octava de interés para asegurar este criterio. Cuando el micrófono se expone al flujo de aire del ventilador un protector del micrófono, como una pelota de espuma, se instalará de no ser así los niveles de presión acústica medidos pueden ser influenciados por las turbulencias de las fluctuaciones de presión o por el mismo ruido. La corrección C2 de la frecuencia se aplicará para la pelota de espuma en caso del usó de está. Puede asumirse que las ondas sonoras irradian del centro del hemisferio. Normalmente el eje del micrófono apunta hacia el centro de la superficie de medición (incidencia normal) o a los ángulos rectos a una línea radial del centro (incidencia superficial). La determinación del nivel de presión acústica Lpi, a cada posición del micrófono se hará para cada tercio de banda de octava dentro del rango de frecuencia de interés y ésta se hará de la siguiente manera:

a) Determinar el tercio de octava para los niveles de presión acústica producidos por el ruido del fondo (incluso el ruido del equipo auxiliar como el impulsor del ventilador pero no el motor o transmisión) y cualquier ruido eléctrico en el sistema de medición.

b) Determinar el tercio de banda de octava del nivel de presión acústica durante el funcionamiento de la fuente a probarse.

c) Repetir el inciso (a) si existe duda sobre los niveles del ruido de fondo.

Los arreglos de medición y condiciones serán las mismas para cada posición de lecturas. Las lecturas serán los promedios sobre los periodos siguientes de observación:

1. Para un tercio de banda central de octava debajo de 160 Hz el periodo de observación será por lo menos 30 s, y

2. Para un tercio de banda central de octava posterior a 200 Hz el periodo de observación será por lo menos 10 s.

El nivel de presión acústica corregida, Lpci, a cada punto de medición se derivará agregando las correcciones C1 y C2 para los micrófonos y respuesta del protector.

Lpci = Lpi + C1 +C2 A cada posición del micrófono y para cada tercio de banda de octava el nivel de presión acústica Lpci, será por lo menos 10 dB sobre el nivel de presión acústica de fondo. En cualquier banda donde esta condición no se encuentra el nivel de presión acústica se reportara sólo como (x) dB sobre el nivel de ruido de fondo.

CAPÍTULO III


Se relaciona una área de superficie Si con cada una de las posiciones del micrófono en que se obtuvo el nivel de presión acústica. El nivel de potencia acústica en cada banda de frecuencia de interés se calculará de la ecuación:

( )( )[ ] BKSL N

i iL

Wpci −−= ∑ =1

1.010 10log10 (3.3)

donde: Lpci Nivel de la banda en presión acústica a la i posición de medición (en dB),

corrección para el micrófono y la respuesta del aislamiento C1 y C2 (referencia 20μPa);

Si Área de la superficie asociada con la i posición de medición (m2); Lw Nivel en la banda de potencia acústica (dB) (referencia 1 pW); K Corrección medioambiental en la banda (dB); B Corrección de presión y temperatura.

3.1.2 Norma AMCA 300-96. Esta norma “método de pruebas de sonido en ventiladores en cuartos reverberantes” se desarrolló originalmente en respuesta a la necesidad por un método fiable y exacto de determinación del nivel de potencia acústica de un ventilador. El documento original fue escrito por el Comité de pruebas de sonido Código AMCA P158NB, basado en la Norma ASHRAE 36-62. Esta es la quinta edición, en la cual se continúa con la filosofía original al combinar lo teórico y lo práctico [2]. Esta norma establece un método para determinar el nivel de potencia acústica de un ventilador. El método empleado en la norma de medición acústica en cuanto a instrumentación es aplicado a cuartos que restringen ciertas propiedades acústicas. Los arreglos de prueba generalmente se diseñan para un ventilador representado en la instalación, así como las características aerodinámicas necesarias para determinar el punto de funcionamiento del ventilador según la Norma ANSI/AMCA 210. Esta norma se limita a la determinación de la emisión de sonido aerotransportado por los arreglos especificados por AMCA; la vibración no es medida, ni es la sensibilidad de la emisión de sonido aerotransportado por efectos determinados de vibración. El tamaño del ventilador que se puede probar de acuerdo con esta norma está limitado por dimensiones de ventilador a prueba y las características del aire controladas para el tamaño del cuarto, potencia y requisitos de la bancada para el ventilador a prueba. Por lo cual esta norma no es elaborada para mediciones en el campo industrial. El método de prueba es basado en una Referencia de Fuente de Sonido (RSS) que se substituye para la determinación de la potencia acústica. La aplicación del método de prueba requiere que el ventilador a ser probado se coloque en un cuarto de prueba, que se apruebe también de acuerdo a esta norma. Una vez calificado el cuarto de prueba, se recopilan los niveles de presión acústica, con el RSS operando. El ventilador se opera entonces sin el RSS en funcionamiento a varios puntos de interés en operación por la

CAPÍTULO III


velocidad de prueba determinada, y el nivel de presión acústica del ventilador es apuntado. Desde que los niveles de potencia acústica del RSS son conocidos, el método de la substitución se usa para determinar el nivel de potencia acústica del ventilador para cada punto en que opera. La exactitud de resultados de prueba depende de varias variables, incluso del cuarto y el tipo de arreglo utilizado en la prueba. Los niveles de potencia acústica son considerados independientes del medio ambiente acústico alrededor del ventilador, una buena comparación puede hacerse entre dos o más ventiladores propuestos para cualquier condición de característica específica de aire. Estos valores establecen una base exacta para estimar el resultado acústico de la instalación del ventilador en términos de los niveles de presión acústica. La norma menciona que el instrumento de medición del nivel de sonido reunirá los requisitos de la Norma ANSI Sl.4-1983 y ANSI S1.4A-1985, así como el instrumento debe ser capaz de aceptar un cable de extensión de micrófono. El micrófono y el cable asociado reunirán los requisitos para el uso de un medidor del nivel de precisión acústica Tipo 1 según ANSI 51.4-1983 y ANSI S1.4A-1985; se recomienda un micrófono estándar de 13mm (1/2 in.). También se requiere de un filtro de banda de octava o banda de tercio de octava que no exceda el Orden 3 Tipo 3-D requisito de ANSI S1.11-1986 que se encuentre en el analizador de bandas de octava, así como un soporte del instrumento para mejorar la exactitud. Los analizadores modernos de tipo integrar son recomendados por que ellos producen valores Lp, eliminando la necesidad del promedio visual [2]. La forma de montar el ventilador, así como el motor no integrado y de los medios de prueba de flujo de aire no se especifican. Cualquier método convencional puede usarse incluso el aislamiento de vibración y pequeños conectores flexibles. De otra manera, materiales absorbentes de sonido y vibración no deben incorporarse en el ventilador en prueba a menos que sea una parte estándar de la unidad a prueba. Los ductos serán de metal u otro material rígido no absorbente, denso y no tendrán ningún material absorbente del sonido expuesto en las superficies interiores o exteriores. El motor cuando no es parte integral del ventilador, puede amortiguarse o puede incluirse de cualquier manera que no exponga ningún material de absorción acústica al cuarto de la prueba. Cuando el motor sea parte integral del sistema a prueba, se utilizará de cualquier forma la tensión normal y lubricante [2]. La localización del micrófono se dará de la siguiente forma: girará o seguirá un camino sobre la normal de un arco o directamente lineal con una distancia mínima de 3 m entre los puntos extremos de trayectoria. El plano de trayecto del micrófono no será paralelo dentro de 10º a cualquier superficie del cuarto y en el camino tenderá a viajar dentro y fuera de un plano formado por dos paredes del cuarto. La norma menciona varios arreglos específicos para prueba de ventiladores. Estos son determinados por la dirección de la corriente de aire y el arreglo se monta particularmente con el dispositivo a prueba. Estos arreglos se dividen en dos categorías generales. La primera categoría es para una unidad libre estandarizada que se pondría colocar

CAPÍTULO III


completamente en el cuarto de prueba (Figura 3.2). Los resultados de este arreglo miden la potencia acústica Lw de la unidad en prueba con ducto. La figura 3.2 es basada en que la directividad del ventilador se promedia con el cuarto reverberante y la localización del micrófono, así como no existe resonancia presente en la estructura del ventilador.

Figura 3.2.- Prueba de sonido total del ventilador [2]. La segunda categoría es para esas unidades que se probarían en una cámara o sistema de cuartos donde sólo la entrada o descarga de corriente está en el cuarto de prueba (Figura 3.3 y 3.4). Este arreglo produce resultados de entrada (Lwi) o salida de corriente (Lwo) solo de potencia acústica. La figura 3.5 muestra las dos categorías específicas, así como también las limitaciones que deben imponerse en el cuarto de prueba para determinar la posición del ventilador en prueba y la localización del micrófono. El tipo de unidad de prueba y su arreglo de prueba determina los cálculos requeridos para determinar el nivel de potencia acústica de la unidad (Lw, Lwm, Lwi, Lwmi, Lwo, Lwmo) de la unidad. No puede asumirse que la entrada y salida de corriente del sonido siempre son iguales. Por consiguiente, no se usarán los niveles de potencia acústica totales para derivar la entrada de aire o salida de aire.

Figura 3.3.- Prueba de sonido con el ventilador en la entrada [2].

V

Instalación Tipo A Entrada libre Descarga libre Lwm = Lpc + (Lwr - Lpq)

Instalación tipo B Entrada libre Ducto a la descarga Lwmi = Lpc + (Lwr - Lpq)

CAMARA

V

2-3

CUARTO REVERBERANTE

V

CAMARA

CUARTO REVERBERANTE

CAPÍTULO III


Como el análisis que se presenta en este trabajo es para una instalación Tipo B, en la figura 3.3 se muestra el arreglo basado en la energía acústica del ducto de descarga que se encuentra en un segundo cuarto o cámara, por lo que no contribuye a los niveles de presión acústica del ventilador en prueba, la directividad del ventilador se promedia con el cuarto reverberante y la localización del micrófono, así como la resonancia presente en la estructura del ventilador.

Figure 3.4.- Prueba de sonido de descarga de corriente del ventilador [2]. La figura 3.4 muestra el arreglo que es basado en la energía acústica en el ducto de entrada que termina en un segundo cuarto o cámara, que no contribuye para los niveles de presión acústica del ventilador a prueba. La absorción adecuada tiene lugar en la entrada de un ducto en un segundo cuarto o cámara, para que cualquier energía acústica que pasa por ducto se atenúe adecuadamente. La directividad del ventilador se promedia por el cuarto reverberante y la localización del micrófono. Ninguna resonancia está presente en o la estructura del ventilador. Para los cálculos hay que tomar en cuenta lo siguiente [2]:

1. Niveles de presión acústica de Fondo (Lpb). Esta incluye todas las fuentes del ruido presentes mientras el ventilador está probándose, que no sea asociado directamente con el sonido del ventilador.

2. Niveles de presión acústica, RSS (Lpqm). Éstos son los niveles de presión acústica

presente cuando sólo el RSS está operando con sus fuentes de ruido de fondo. 3. Niveles de presión acústica del ventilador (Lp). Para un juego de pruebas en

varios puntos de operación del ventilador, Lpb y Lpqm necesitan ser observados una vez, mientras Lpm debe observarse para cada punto de operación.

4. Condiciones de prueba. Las condiciones de la prueba serán similares para todas las

lecturas de niveles de presión acústica. La operación del micrófono transversalmente a cualquier giro de los álabes será el mismo para todas las lecturas. Los observadores y operadores, se localizan en el área de prueba, estará fuera de la fuente acústica y permanecerá en la misma posición para todas las pruebas. Las lecturas deben ser un promedio del tiempo encima de un número integral del

Instalación tipo B Entrada libre Ducto de descarga Lwo = Lpc + (Lwr - Lpq) + Eo

V

2-3 CUARTO REVERBERANTE

DESCARGA ABIERTA NO ORIFICIO PERMITIDO

CAMARA

CAPÍTULO III


micrófono montado. El lapso de tiempo usado será suficiente a proporción de un valor constante y será un mínimo de 30 segundos para las bandas de frecuencia de 160 Hz y debajo, y 15 segundos para las bandas de frecuencia de 200 Hz y por encima.

5. Corrección del ruido de fondo. El RSS observado o lectura del nivel de presión

acústica del ventilador en prueba incluyen la fuente acústica y las fuentes de ruido de fondo. Debe substraerse del efecto del nivel de ruido de fondo del nivel de presión acústica observado. Las correcciones para el nivel del fondo dependen de la diferencia entre el nivel de presión acústica observado y el nivel de ruido de fondo. Cuando la diferencia entre el nivel observado y el nivel de ruido de fondo es menos de 6 dB, no pueden determinarse las mediciones de la fuente acústica con precisión, y una reducción de los niveles de presión de ruido fondo es necesario.

Figure 3.5.- Límites generales para arreglo de pruebas de cuarto [2]. Las lecturas del nivel de presión acústica pueden corregirse para el nivel de ruido de fondo por substracción logarítmica que usa la siguiente ecuación: Nivel de presión acústica del ventilador:

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

101010 1010log10

pbpm LL

pcL

Álabe direccional opcional

1 m (3ft)

1500m (5ft)

PRUEBA DE RUIDO TOTAL

AMIN

AMIN

Álabe direccional opcional

1m (3ft)

1500m (5ft)

PRUEBA EN LA ENTRADA O SALIDA

AMIN

CAMARA DE RUEBAS DE AIRE O SEGUNDO CUARTO

CAPÍTULO III


Los niveles de presión acústica RSS:

⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜

⎝

⎛−=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

101010 1010log10

pbpqw LL

pqL

3.1.3 Handbook Buffalo Forge Company. Esta referencia menciona que en condiciones ideales, ya antes mencionadas para la medición del nivel acústico es posible determinar la potencia acústica de una fuente con solo la medición del nivel de presión acústica. Tales condiciones ideales pueden existir en un campo libre o campo reverberante. En cualquier caso la fuente de ruido debe ser unidireccional en todas las frecuencias. Para las pruebas de campo libre, deben hacerse las mediciones a una distancia suficiente para asegurar un frente de onda esférico. La distancia de varios puntos, es la dimensión más grande de la fuente suficiente para este propósito. Para un campo libre esférico con la distancia (x) en pies.

Δ−++= 5.0log20 10 xLL pw (3.4) La corrección (Δ) para la temperatura y presión ambiental si difiere de la normalizada puede obtenerse de la figura 3.6. Un mínimo de 3 dB de corrección también debe aplicarse al anterior para casos de radiación hemisférica.

Figure 3.6. - Correcciones para el aire no estándar [4]. Aún cuando hay un poco de efecto direccional, la ecuación 3.4 puede usarse sustituyendo el promedio del nivel de presión acústica ( pL ) en muchos casos. Un promedio aritmético de varias dimensiones de nivel de presión acústico siempre es bajo. Si la propagación entre las lecturas son menores de 5 dB, el error usando este promedio aritmético es menor de 1 dB.

TEMPERATURA EN ºF

CO

RR

ECC

IÓN

DE

Δ E

N d

B

CAPÍTULO III


Si la propagación está alrededor de 10 dB, el error puede limitarse más o menos de 1 dB agregando 1 dB al promedio aritmético calculado. Para mejor exactitud deben tomarse varias lecturas con respecto al punto central en porciones de área igual de la superficie esférica o hemisférica. Las coordenadas de puntos semejantes en una esfera dividida en 8 o 12 áreas equivalentes, se enlistan en la tabla 3.2.

Tabla 3.2.- Coordenadas de los puntos centrales de superficies iguales de área en una esfera de unidad de radio [4].

SUPERFICIE ESFÉRICA DIVIDIDA EN 8 ÁREAS IGUALES

Puntos X Y Z 1 y 5 0.00 0.82 ± 0.58 2 y 6 0.82 0.00 ± 0.58 3 y 7 0.00 -0.82 ± 0.58 4 y 8 -0.82 0.00 ± 0.58

Nota: Para 4 puntos trasversales al hemisférico, use solo los valores + de Z.

SUPERFICIE ESFÉRICA DIVIDIDA EN 12 ÁREAS IGUALES Puntos X Y Z 1 y 7 0.00 0.00 ± 1.00 2 y 8 0.00 ± 0.89 ± 0.45 3 y 9 0.53 ± 0.72 ± 0.45

4 y 10 -0.53 ± 0.72 ± 0.45 5 y 11 0.85 ± 0.28 ± 0.45 6 y 12 -0.85 ± 0.28 ± 0.45

Tabla 3.3.- Factores de directividad [4].

LAS FUENTES UNIDIRECCIONALES CON ALREDEDORES REFLEXIVOS Posición Q

Cerca del centro del cuarto 1 En el centro de una pared 2 En la esquina de centro, de dos paredes, 4 En la esquina formada por tres paredes 8

El factor de corrección de la directividad en cualquier dirección particular (10 log10 Q) puede determinarse del promedio del nivel de presión acústica ( pL ) y el nivel de presión acústica (Lp) en el punto de lectura localizado en la dirección de interés

pp LLQ −=10log10 (3.5) Pueden estimarse los factores de directividad de los datos de la tabla 3.3. Combinando las ecuaciones 3.4 y 3.5 da el nivel de potencia acústica en términos del promedio del nivel de

CAPÍTULO III


presión acústica en una dirección particular, la directividad en esa dirección, y distancia en un campo libre para un punto de la fuente de sonido:

Δ−+++= 5.0log20log10 1010 xQLL pw (3.6) En pruebas de campo reverberante, deben hacerse las mediciones mientras se mueve el micrófono continuamente sobre una longitud de onda en el espacio para que los efectos de la onda se promedien. La distancia x debe ser bastante grande para que el factor ( 241 xπ ) sea despreciable comparado con (4/R).

Δ−−⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ +−= 5.104

41log10 210 Rx

LL pw π (3.7)

La constante del cuarto (R) puede calcularse de la ecuación 3.8. El tiempo de reverberación (θ60) puede medirse o la fuente de calibración del sonido puede usarse. En el primer caso la medición (θ60) en segundos y el volumen apropiado (V) en ft3. Esta ecuación puede usarse para cuartos de pared dura:

60

049.0θVR = (3.8)

Si una fuente de sonido calibrada se opera bajo las mismas condiciones como la fuente de sonido a probarse, la ecuación 3.7 puede resolverse para ( ) ( )[ ]Rx 441log10 2

10 +π para insertar el nivel de potencia conocido y el nivel de presión medido para la fuente calibrada. Usando este valor de ( ) ( )[ ]Rx 441log10 2

10 +π y el nivel de presión acústica medido para la fuente de sonido, el nivel de potencia acústica puede calcularse. El cálculo del intermedio de ( ) ( )[ ]Rx 441log10 2

10 +π puede ser omitido completamente como se indica por

calibradappruebapcalibradawpruebaW LLLL −+= (3.9)

Los métodos de determinar el nivel de potencia acústica de un ducto no se ha perfeccionado, debido a que existe influencia del flujo de aire transportado en el ducto con la interacción con la parte metálica del ducto, es decir existe una vibración que no se puede eliminar, debido a los remolinos o turbulencia. Si un buen promedio del nivel de presión acústica en el ducto puede determinarse, el nivel de potencia acústica podría calcularse del área transversal particular (A) en ft2

Δ−−+= 5.10log10 10 ALL pw (3.10)

CAPÍTULO III


3.2 DESARROLLO DE LA METODOLOGÍA PROPUESTA. En este punto del trabajo se explicará la metodología a seguir para elaborar las curvas de comportamiento eficiencia-ruido. Se consideran las condiciones ambientales (presión y temperatura ambiente), presión total y estática que maneja el ventilador, así como la presión . La instalación donde se efectuó la experimentación es del Tipo B (entrada libre, descarga en ducto) (figura 3.7). La Norma Laboratory Methods of Testing Fans for Rating AMCA 210-85/ASHRAE 51-1985, Fans for General Purposes Part 2, Performance testing using standarized airways BS 848: Part 2 1997/ ISO 5801 1997, y el manual Buffalo Forge dan los criterios para medir en este tipo de instalación.

Figura 3.7.- Diferentes tipos de instalación en ventiladores [8].

De acuerdo a lo que se ha mencionado hay que tomar en cuenta lo siguiente para la selección y colocación de la instrumentación: Presión Barométrica: Para medir la presión barométrica, el barómetro debe estar fuera de la instalación y relativamente lejos de la descarga y succión. Se recomienda colocarlo en medio del ducto de descarga. El barómetro si es aneroide, la resolución debe ser de ± 200 Pa. Se debe llevar un registro de la presión barométrica durante la prueba. Temperatura: Para medir la temperatura, el termómetro debe tener una resolución de ± 0.5 ºC, y al igual que el barómetro se recomienda ponerlo en medio de la succión y el final del ducto de descarga sin perturbar el flujo. Al igual que la presión barométrica, la temperatura debe ser registrada durante la prueba.

TIPO A

TIPO B

TIPO C

TIPO D

Descarga en Ducto

Descarga Libre

Entrada Libre

Entrada Libre

Entrada en Ducto Descarga Libre

Entrada en Ducto Descarga en Ducto

V

V

V

V

CAPÍTULO III


Presión Estática y Dinámica: Cuando la presión máxima manométrica del ventilador esta por arriba de los 2.5 kPa es recomendable usar un manómetro tipo U cuyo líquido manométrico sea agua. Este manómetro debe estar conectado con el tubo estático de Pitot de tal manera que se pueda medir solamente la presión estática y dinámica (figura 3.8). Las presiones dinámica y estática están marcadas con la columna de fluido manómetrico vh y

sh medidas en metros.

Figura 3.8.- Toma de lecturas de presión estática y dinámica en manómetros diferenciales tipo U.

Perfil de Velocidades: Para poder medir el flujo volumétrico (caudal) a través de la medición de presiones en un ventilador centrífugo se requiere conocer los plano de medición en los cuales se tendrá el mejor perfil de velocidad que desarrolla el ventilador a lo largo de un ducto de descarga. Por definición se puede decir que se tiene un perfil plano cuando más del 75 % de las mediciones de la presión dinámica están alrededor del ± 10 % de la presión dinámica promedio (figura 3.9). Por norma este punto se encuentra entre 8.5 a 8.75 veces el diámetro del ducto después de la última transformación de ducto y se recomienda que para ductos cortos este punto de medición sea 5 veces el diámetro después de la última trasformación de ducto. Para ductos más cortos esta medición no puede ser hecha.

Figura 3.9.- Plano de medición en un ventilador con una instalación tipo B.

Plano de medición

Ducto de Descarga

CAPÍTULO III


El plano de medición para el ventilador donde se realizó la experimentación se determinó a 2.27m, después del cono de transformación (8.5 diámetros del ducto) como se indica en norma. Debido a los efectos antes explicados del perfil de velocidades, las mediciones de presión dinámica y estática se deben hacer en forma transversal de acuerdo a la ecuación (3.11) y la distribución de puntos en el ducto es:

nn

dr xx 4

12 −= (3.11)

donde:

xr Radio del punto a determinar (m) d Diámetro del ducto (m)

xn Número del punto a determinar n Número de puntos que se va a medir Se recomienda por norma AMCA 210 un mínimo de 10 puntos para medir transversalmente para un total de 20, estos puntos se van incrementado de 2 en 2, es decir 6, 8, 10 hasta como máximo se recomiendan 10 puntos para un total de 20. Lo mencionado anteriormente es para obtener un perfil de velocidad completamente desarrollado del flujo de aire dentro del ducto. De tal manera que la sección del ducto de 0.254 m con que cuentan los ventiladores centrífugos a probar, queda dividido de la siguiente forma:

Tabla 3.4.- Puntos de medición transversal en el ducto para tubo Pitot.

n nx =1 nx =2 nx =3 nx =4 nx =5 10 0.040 0.069 0.089 0.106 0.120

Como estos puntos son radios de medición no hace falta calcular los otros 5 puntos, por tal motivo los puntos de medición en el ducto (Figura 3.10), son de la forma siguiente:

Figura 3.10.- Puntos de medición para ducto de descarga de 0.254 m (Acot. mm.).

CAPÍTULO III


3.2.1 Cálculo de eficiencia. La metodología experimental consiste en conocer la curva de eficiencia aerodinámica del ventilador empleando el motor eléctrico a velocidad constante (60 Hz) regulando el flujo con la válvula de estrangulamiento en 10 flujos volumétricos distintos desde 0 a 100 %. Se pueden obtener de forma similar las de más curvas de comportamiento aerodinámico del ventilador, como son curva de presión total, presión estática, eficiencia estática, eficiencia total y potencia del ventilador con ayuda de un analizador de potencia eléctrica. Debido a que el área de estrangulación de esta válvula de tipo cono no se obtienen de una forma regular conforme el avance longitudinal del cono, es difícil regular el caudal. Por lo que para dividir el caudal a compuerta totalmente abierta en 10 puntos iguales para obtener las curvas de comportamiento del ventilador, se realiza previamente la medición del tubo Pitot en los 20 puntos distribuidos anteriormente en el ducto, midiendo solamente la presión ambiente, la temperatura ambiente y la presión dinámica en el ducto; se abre la válvula de estrangulamiento dando una vuelta a la manivela de la válvula. Después se procede a calcular el caudal con las siguientes ecuaciones:

vOHd ghρP2

= (3.12)

RTPρ atm

aire = (3.13)

aire

d

ρPv 2

= (3.14)

Av ⋅=Q (3.15)

Después de haber realizado las mediciones de las variables de las ecuaciones 3.12 a 3.15 se estableció el número de vueltas de la manivela para mover la válvula de estrangulamiento desde totalmente cerrada hasta totalmente abierta, y con ello determinar los 10 flujos a medir. Determinados los diez puntos de apertura de válvula se realiza el siguiente procedimiento para obtener las curvas características o de comportamiento aerodinámico del ventilador:

1. Se procede a obtener las curvas del ventilador, empleando el motor a 60 Hz, realizando una obturación de 0 a 100 % de flujo con la válvula de estrangulamiento según el número de vueltas previamente establecido, el procedimiento es semejante para cada una de las variaciones de frecuencia eléctrica del motor.

2. En cada flujo se mide en cada eje (X e Y) del ducto la presión dinámica y presión estática con el tubo de Pitot, de la forma previamente establecida para obtener el flujo. Al mismo tiempo se hace el registro de las condiciones ambientales (temperatura y presión atmosférica) para cada porcentaje de flujo. Si se desea obtener la curva de potencia se toman datos de potencia consumida por el motor, para cada uno de los porcentajes de flujo, cabe mencionar que esta potencia se necesita saber para el cálculo posterior de eficiencia.

CAPÍTULO III


A continuación se representa el procedimiento en el siguiente diagrama de flujo para obtener las curvas aerodinámicas de un ventilador, empleando una válvula de estrangulamiento en la descarga (figura 3.11). Figura 3.11.- Diagrama de flujo para procedimiento de medición de curvas características de un ventilador.

X1 = 0.007 m X2 = 0.021 m X3 = 0.038 m X4 = 0.058 m X5 = 0.087 m X6 = 0.167 m X7 = 0.196 m X8 = 0.216 m X9 = 0.233 m X10 = 0.247 m

¿SON LOS 10 PUNTOS DE MEDICION DE PRESION EN EL EJE X?

NO

SI

CERRAR VALVULA DE ESTRANGULAMIENTO

MONTAR EL TUBO PITOT EN DUCTO

CONECTAR EN MANÓMETROS DIFERENCIALES TIPO “U” AL TUBO PITOT PARA TOMAS DE PRESIÓN DINÁMICA Y PRESIÓN ESTÁTICA

MEDICIÓN DE LA PRESIÓN AMBIENTE, TEMPERATURA AMBIENTE, hv y hs

APAGADO DEL MOTOR FIN

Y1 = 0.007 m Y2 = 0.021 m Y3 = 0.038 m Y4 = 0.058 m Y5 = 0.087 m Y6 = 0.167 m Y7 = 0.196 m Y8 = 0.216 m Y9 = 0.233 m Y10 = 0.247 m

ARRANQUE DE MOTOR DEL VENTILADOR A UNA FRECUENCIA DESEADA

ESTABILIZACIÓN DEL FLUJO DE AIRE

MONTAR EL TUBO PITOT EN DUCTO

ESTABILIZACIÓN DEL FLUJO DE AIRE

¿SON LOS 10 PUNTOS DE MEDICION DE PRESION EN EL EJE Y?

CONTROLAR EL FLUJO MOVIENDO LA MANIVELA DE VÁLVULA DE ESTRANGULAMIENTO

0% del caudal 11% del caudal 22% del caudal 33% del caudal 44% del caudal 55% del caudal 66% del caudal 77% del caudal 88% del caudal 99-100% del caudal

¿SE TERMINARON DE MEDIR LOS 10 PORCENTAJES DEL CAUDAL?

MEDICIÓN DE LA PRESIÓN ATMOSFERICA, TEMPERATURA AMBIENTE, hv y hs

NO

SI

SI

NO

** TOMA DE PRESIÓN ACÚSTICA EN LOS 13 PUNTOS YA DETERMINADOS PARA LA SEMI-ESFERA HIPOTÉTICA

INICIO

CAPÍTULO III


NOTA: El procedimiento (**) de la figura 3.1 que indica la toma de medición del nivel de presión acústica solo se aplica para obtener la curva de nivel de ruido. Una vez que se hayan registrado los diferentes datos de las mediciones que se hicieron se procede hacer el cálculo de la siguiente forma: Cálculo de la densidad: La densidad se calcula con la ecuación de estado de los gases (3.13).

Cálculo de la Presión Dinámica: Debido a que la columna de aire es despreciable en comparación con la columna de presión del agua se puede decir que:

vd ghρP OH2= (3.16)

Cálculo de la Presión Dinámica Promedio

PromediovP : Debido a que existen diferentes presiones dinámicas en el plano de medición por el efecto del perfil de velocidades, se debe tomar el promedio de estas por la siguiente ecuación:

2

Promedio ⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛= ∑

nP

P rdd (3.17)

donde: PromediodP Presión dinámica promedio en la descarga del ventilador (Pa)

rdP Presión dinámicas dentro de las circunferencias marcadas dentro del ducto (Pa). n Número de presiones dinámicas medidas dentro en las circunferencias marcadas

dentro del ducto, en este caso 20=n (Pa) Cabe señalar que durante el proceso de medición las condiciones ambientales pueden cambiar, así que para corregir se ocupara la corrección por la densidad.

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

aire

airec

ρρ

PPpromediorc dd (3.18)

donde: caireρ Densidad promedio para ese porcentaje de flujo.

Cálculo de la Presión Estática: Debido a que la columna de aire es despreciable en comparación con la columna de presión del agua se puede decir que:

ss ghρP OH2= (3.19)

Cálculo de la Presión Estática Promedio: Aunque la presión estática no llega a variar conforme a los puntos de medición es necesario sacar un promedio de esta, para hacerlo se utiliza la siguiente ecuación:

CAPÍTULO III


nP

P r

omedio

ss

∑= 2

Pr (3.20)

donde:

PromediosP Presión estática promedio en la descarga del ventilador expresada (Pa)

rsP2

Presión estáticas medidas dentro en las circunferencias marcadas dentro del ducto (Pa).

Al igual que la presión dinámica, la presión estática debe corregirse cuando las condiciones ambientales cambian, esto se hace con un ecuación semejante a la ecuación (3.18)

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

aire

airec

2 ρρ

PPpromediorc ss (3.21)

Cálculo de la Presión Total: Para calcular la presión total solamente se suman los promedios de la presión estática y la dinámica:

PromedioPromedio dst PPP += (3.22) Cálculo de flujo volumétrico (Caudal): Para calcular el caudal se hace de la siguiente forma:

c

Promedio

aire2

2ρP

AAvQ d== (3.23)

donde: Q Caudal que pasa por el ducto ( s

m3 ) A Área del ducto ( 2m ) Cálculo del Rendimiento Estático: Para calcular el rendimiento estático se multiplica la presión estática por el caudal entre la potencia del motor:

( )100kWT

Promedio ⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= s

s

QPη (3.24)

Cálculo del Rendimiento Total: Para calcular el rendimiento estático se multiplica la presión total por el caudal entre la potencia del motor:

( )100kWT

⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= t

tQPη (3.25)

CAPÍTULO III


3.2.2 Cálculo de potencia acústica. Con el análisis que se realizó previamente con las normas (AMCA 300-96 y BS 842-85) en este trabajo se realizó la metodología para obtener la curva de ruido del ventilador centrífugo, empleando los siguientes pasos: Se determina el diámetro característico ( )0D de acuerdo a la ecuación 3.1:

( )20 DHD += donde: H Altura que se tiene del plano reflectante a la línea central del ducto de succión (m). D Diámetro de la succión (m). De acuerdo a estos datos se encuentra el radio de la semi-esfera hipotética para el estudio a realizar:

2 x rD ≤0

Con este dato se calculan las coordenadas de los puntos de medición de acuerdo a la tabla 3.1. Posteriormente se procede a agregar el valor de presión acústica en el diagrama de flujo descrito en la figura 3.11, así como determinar la frecuencia de paso de los álabes para el tipo de rotor en base a la ecuación 2.13. Con la frecuencia del paso del álabe ya determinada se determina el tiempo para el promedio integral del análisis de frecuencia el cual se establece de la siguiente forma:

1. Para un tercio de banda central de octava debajo de 160 Hz el periodo de observación será por lo menos 30 s.

2. Para un tercio de banda central de octava posterior a 200 Hz el periodo de observación será por lo menos 10 s.

La potencia acústica para un campo libre o semireverberante se determina de acuerdo a la ecuación 3.26:

SLL PW 10log10+= (3.26) Al formar una semiesfera hipotética para la medición y tomar “n” puntos de medición, la ecuación 3.26 se modifica a la siguiente ecuación 3.27 (semejante a la ecuación 1.10):

iPW SLL 10log10+= (3.27) Como la presión acústica es una función logarítmica no se puede realizar un promedio aritmético por lo que se emplea la ecuación 3.28:

CAPÍTULO III


∑=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

=n

i

L

P

Pi

L1

1010 10log10 (3.28)

Por lo tanto al sustituir la ecuación 3.28 en la ecuación 3.27 se tienen lo siguiente:

i

n

i

L

W SLPi

101

1010 log1010log10 += ∑

=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

(3.29)

La ecuación 3.29 se simplifica y se tiene lo siguiente:

i

n

i

L

W SLPi

101

1010 log1010log10 += ∑

=

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

( )⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+= ∑

=i

n

i

LW SL Pi

101

1.010 log10log10

Aplicando la ley de los logaritmos se tiene:

( )( )( )⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡= ∑

=i

n

i

LW SL Pi

1

1.010 10log10 (3.30)

Para determinar la potencia acústica en laboratorios hay que eliminar los efectos de presión y temperatura ambiental; así como el efecto del coeficiente de absorción del lugar en la banda de octava determinada.

( )( )( ) KSL i

n

i

LW

Pi −⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

++⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛−⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡= ∑

= T273306log5

100000Plog1010log10 10

atm10

1

1.010 (3.31)

donde: LW Nivel en la banda en potencia acústica (dB re 1 pW); Lpi Nivel de la banda en presión acústica a la i posición de medición (dB re 1 μP) Si Área de la superficie asociada con la i posición de medición (m2); K Corrección medioambiental en la banda (dB); B Corrección de presión y temperatura. Patm Presión atmosférica (Pa); T Temperatura del medio ambiente (°C) De acuerdo a esto se realizan las mediciones de la presión acústica en cada uno de los puntos determinados, así como en cada uno de los porcentajes de flujo establecidos anteriormente. Los valores se sustituyen en la ecuación 3.31.

CAPÍTULO III


Se representa el procedimiento para obtener las curvas aeroacústicas de un ventilador, empleando una válvula de estrangulamiento en la descarga, agregando el procedimiento escrito en negritas al diagrama de la figura 3.11. Cálculo de potencia acústica teórica. Las curvas teóricas del nivel de potencia acústica (ruido) se determinan de acuerdo a la siguiente tabla y ecuaciones:

Tabla 3.5.- Datos empíricos para la manufactura de un ventilador centrífugo [14].

Nivel de potencia acústica específica, Kw FRECUENCIA CENTRAL Hz

63 125 250 500 1000 2000 4000 8000 Tipo de ventilador

centrífugo dB re 10-12 Watts

IFA

Aerodinámico 35 35 34 32 31 26 18 10 3 Inclinado o curvado

hacia atrás 35 35 34 32 31 26 18 10 3

Radial 48 45 43 43 38 33 30 29 5-8 Curvado hacia adelante 40 38 38 34 28 24 21 15 2

NtWW CIFAPQKL ++++= 1010 log20log10 (3.32)

t

tNC

ηη−

+=1log1010 10 (3.33)

donde:

:WK Nivel de potencia total específica dependiendo del tipo de ventilador (tabla 3.5), de datos empíricos provenientes de fabricante.

:Q caudal (m3/s). :tP Presión total (Pa)

IFA Incremento de la frecuencia del álabe, es decir, corrección para el tono puro producido por la frecuencia de paso del álabe (tabla 3.5).

:NC Corrección de eficiencia (ventilador trabajando fuera de sus condiciones de flujo óptimas produciendo con ello ruido).

La ecuación 3.32 expresa que los valores de KW y IFA son valores constantes empíricos, los cuales se tienen para cada uno de los tipos de ventiladores, por lo cual el valor de la potencia acústica (LW) solo depende de la variación del flujo volumétrico (Q), presión total (Pt) y la corrección de eficiencia (CN) la cual lleva implícita las dos variables antes mencionadas que se tiene en cada una de las condiciones de trabajo la cual esta relacionada

CAPÍTULO III


directamente con la eficiencia (rendimiento) total de la máquina; debida a las condiciones de potencia entregada por la máquina y la potencia requerida. En la figura 3.12 se determina el comportamiento de potencia acústica generada por la presión total y flujo de aire; el valor para la presión total en cada uno de los puntos de dicha figura se determinó con la ecuación (y = -785.77x2 + 171.53x + 3289.8) obtenida por el programa utilizado para realizar dichas gráficas (exel 2003), con la línea de tendencia de la presión total respecto al flujo de aire ya que estas son las principales variables de trabajo; debido a que se observó el cambio de flujo de aire que se maneja en un determinado tiempo (caudal) y a su vez este representa la masa de aire que se tiene en el trabajo de la máquina. La figura 3.12 es una línea recta, en los porcentajes de caudal en los que se encuentra las mejores condiciones de trabajo para la máquina (mayores niveles de eficiencia determinados entre el 0.8 a 1.1 del caudal), también se observa que con forme el nivel de flujo de aire aumenta, la presión total comienza a decaer rápidamente. También se puede conocer que el comportamiento del nivel acústico tanto para la presión total, como para el flujo volumétrico de aire del ventilador comienza a incrementarse rápidamente conforme se tiene un porcentaje de caudal de aire en la descarga de la máquina esto es debido a la interacción del aire y la máquina; los niveles de ruido son mayores entre 0.8 m3/s y 1.1 m3/s del caudal, mientras que a 0% y 100% del caudal de aire los niveles de ruido son menores.

Figura 3.12.- Curva de las variables (caudal y presión total) con respecto a cada porcentaje del caudal de aire.

CAPÍTULO III


En la figura 3.13 se determinó la parte de la potencia acústica generada por la corrección de eficiencia de la máquina, la gráfica determinada indicó un comportamiento inverso al de la figura 3.12 ya que en la figura 3.13 el nivel de potencia acústica con respecto a esta variable comienza a disminuir rápidamente y originando con ello el menor nivel de potencia acústica entre los puntos de mayor eficiencia de la máquina determinados experimentalmente.

Figura 3.13.- Curva de la corrección de eficiencia vs porcentaje de caudal.

En la curva mostrada en la figura 3.14 indica que los tres valores variables de la ecuación 3.32 al combinarse tienden a ser lineales debido a que el flujo volumétrico aumenta conforme la presión total tiende a disminuir respectivamente en cada uno de los porcentajes de flujo, mientras que la eficiencia tiende a aumentar hasta un punto de mayor eficiencia y al pasar dicho punto comienza a disminuir rápidamente esto se observa en los resultados experimentales que se presentaran más adelante. Lo cual muestra que al tomar los valores de las constantes en cada uno de los tipos de ventilador la curva de la potencia acústica tenderá a ser lineal conformé se va incrementando el flujo de aire. También se tiene que determinar la potencia consumida por el motor del ventilador ya que esta variable influye en el valor de eficiencia y conforme este vaya cambiando podrían tenerse unas pequeñas variaciones en la curva de potencia acústica teórica, la cual se puede observar más adelante en las gráficas resultantes para cada ventilador. Lo antes mencionado se ve reflejado claramente conforme se tiene a la máquina trabajando con una menor

CAPÍTULO III


velocidad, lo cual origina un menor consumo de energía eléctrica de la máquina y por consiguiente un mayor porcentaje de eficiencia de la máquina; lo antes mencionado se puede observar claramente con los valores experimentales determinados para cada tipo de ventilador mostrados en el capitulo 4.

Figura 3.14.- Curva de las variables de presión total, caudal y corrección de eficiencia vs porcentaje del

caudal de aire.

3.3 DESCRIPCIÓN DE LA INSTALACIÓN EXPERIMENTAL. 3.3.1 Banco de pruebas en ventiladores centrífugos. El banco de pruebas (Figura 3.15) en donde se desarrollaron las pruebas experimentales consiste en 3 ventiladores centrífugos de la Marca VENTURI, teniendo cada uno un tipo de impulsor diferente, los cuales con los siguientes: ventilador centrífugo con álabes curvados hacia adelante, ventilador con álabes rectos hacia atrás y ventilador centrífugo con álabes radiales de 6 y 9 álabes los impulsores. Estos ventiladores cuentan con diferentes secciones de ductos, en los cuales se tiene un perfil de velocidades adecuado para realizar las mediciones de presión correspondientes. Cada ventilador está equipado con un variador de frecuencia y un motor de 15 HP que se describirán mas adelante.

CAPÍTULO III


Figura 3.15.- Banco de pruebas. Cono de Succión: Cada ventilador cuenta con un pequeño cono en la succión de 0.04 cm de longitud cuyo diámetro mayor es de 0.25 m y diámetro menor de 0.20 m. Cono de Transformación: Consiste en un cambio de forma geométrica de forma rectangular de 0.205 m de ancho por 0.25 m de largo aproximadamente a una sección circular de 0.254 m. Este cono tiene una longitud de 0.49 m. Primera Sección de Ductos: Consiste en un ducto circular de 0.254 m de diámetro y una longitud de 0.91 m. Este tiene tomas de presión de la siguiente forma: en 0.55 m, 0.75 m y 0.81 m, siendo la toma de 0.81 m la que está conectada en el tablero de manómetros. Segunda Sección de Ductos: Consiste en un ducto circular 0.254 m de diámetro y una longitud de 1.82 m. Este ducto también tiene tomas de presión estática en: 0.08 m, 0.33 m, 0.59 m, 0.645 m, 0.84 m, 0.90 m. Teniendo la toma de 0.33 m una rosca para conectar de manera directa un manómetro tipo Bourdon y la toma de 0.90 m la que esta conectada en el tablero de manómetros. A diferencia de la anterior sección esta cuenta con 4 orificios en los cuales se inserta el tubo Pitot y se encuentran ubicados en 1.27 m, 1.70 m, 2.20 m y 2.70 m a partir del cono de transformación. Ducto de Salida: Consiste en una sección de ducto de 0.40 m en la cual al final se abre en forma de un semicono cuyo diámetro menor es el mismo que el ducto 0.254 cm y diámetro mayor es de 0.38 m y longitud de 0.05 m. Al final del cono, éste se abre en forma de plato cuyo diámetro es de 0.48 m. Este plato tiene 3 orificios los cuales sirven de guía para los pernos de la compuerta, para después terminar en la compuerta de estrangulamiento que es un cono cuyas características se describirán mas adelante.

Ve

ntilador co

Ventilador con álabes rectos

atrasados

Ventilador con álabes curvados

hacia delante

CAPÍTULO III


Motor Eléctrico: El ventilador radial está equipado con un variador de frecuencia que se describirá más adelante y un motor de 15 HP (Figura 3.16) con las siguientes características en sus placas de motor;

Tabla 3.6.- Datos técnicos del motor eléctrico.

Marca: ABB Modelo: MBT ARM 160M (254T) CP: 15 TCCV: 3 Frecuencia: 60 Hz F.S.: 1.0 R.P.M.: 3460 Volt: 220/440 Diseño: B Amp: 32/16 Clave KVA: Rotor bloqueado F Ambiente: 40º Operación: Continua

Figura 3.16.- Motor eléctrico.

Compuerta de Estrangulamiento: La compuerta de estrangulamiento (Figura 3.17) consiste en un cono de diámetro igual a 0.38 m y una altura de 0.18 m, terminando en un plato de 0.48 m, este plato tiene tres pernos guía los cuales encajan en los orificios del plato de la sección de ductos. Los pernos son de 0.127 m de largo y 0.013 m de diámetro. Para controlar el avance del cono se utiliza un tornillo de .0254 m el cual avanza 0.0045 m cada vuelta, el alcance que tiene este tornillo es de 0.135 m. El final del tornillo se tiene una palanca para mover el tornillo con una mayor facilidad.

CAPÍTULO III


Figura 3.17.- Compuerta de estrangulamiento.

Variador de Frecuencia: El variador de frecuencia (Figura 3.18) tiene principalmente la función de que a partir de una señal eléctrica de frecuencia constante, genera una señal de frecuencia variable y esto produce velocidad variable en el motor de inducción. El variador de velocidad es de modelo ABB ACS 500-010-2-00PE con un voltaje de entrada de 280 y 240 volts. Las letras AC indica corriente alterna, S indica el producto estándar y 500 es el numero de serie. Este modelo cuenta con un panel de control interno para torque variable utilizándose para motores de 10 hasta 15 HP, el aire de enfriamiento para estos variadores de velocidad debe ser limpio y libre de materiales corrosivos y no debe ser montado en superficies con una temperatura superior de 40 ºC. El variador tiene las siguientes dimensiones: 50.7 cm, 30 cm y 25 cm.

Figura 3.18.- Variador de frecuencia.

CAPÍTULO III


Ventilador Centrífugo con álabes radiales: El ventilador con álabes radiales (Figura 3.15) es del modelo CSRU-4- 25/42 I3N, en donde C indica el tipo de ventilador que en este caso es centrífugo. La letra S indica la línea sincronía del motor eléctrico, la presión se indica con la letra R que en este caso es de rango amplio. El tipo de álabe es determinado por la letra U indica el tipo de álabe que son rectas radiales y maneja aire con polvo. El arreglo se indica por el número 4 que es rodete montado sobre la flecha del motor. La relación tamaño diámetro del rodete es el número 25/42. I es el sentido rotación, el cual es izquierdo. El numero 3 indica la descarga del ventilador a 90º y N es la operación normal. Ventilador Centrífugo con álabes rectos atrasados: El ventilador con álabes rectos atrasados (Figura 3.15) es del modelo CSRO-4- 25/42 D3N. El tipo de álabe es determinado por la letra O indica el tipo de álabe que son rectos atrasados y maneja aire con pequeñas concentraciones de polvo. La D es el sentido de rotación, gira a la derecha. Ventilador Centrífugo con álabes curvados hacia delante: El ventilador con álabes curvados hacia delante (Figura 3.15) es del modelo CSRE-4- 25/56 D3N. El tipo de álabe es determinado por la letra E indica el tipo de álabe que son curvados hacia delante y maneja aire limpio. La relación tamaño diámetro del rodete es el número 25/56. 3.3.2 Instrumentación empleada. Para llevar a cabo las curvas de comportamiento del ventilador radial se necesitaron medir los siguientes variables:

1. Presión ambiente 2. Temperatura ambiente 3. Presión 4. Presión total y estática en el flujo del ducto de descarga 5. Presión acústica

Las cuales fueron medidas por los siguientes instrumentos: Barómetro: El barómetro tiene una carátula la cual tiene una resolución de 2 mbar, con escala de 550 mbar a 1050 mbar: Termómetro: El termómetro mecánico cuyo rango es de –5 ºC a 55 º C y resolución es de 0.1 ºC. Tubo Pitot: El tubo Pitot es del tipo estático de la marca Airflow modelo 8 x 48, 8 es el diámetro del tubo exterior del tubo Pitot en mm para este caso 8 mm y 48 es el largo del tubo Pitot expresado en cm en este 48 cm. (Figura 3.19)

Figura 3.19.- Tubo Pitot.

CAPÍTULO III


Manómetros Diferenciales de Agua: El manómetro de agua tiene un alcance de 0 a 0.95 metros columna de agua con una resolución de 0.5 mm. (Figura 3.20)

Figura 3.20.- Manómetros Diferenciales de Agua.

Sonómetro (medidor de presión acústica): es un instrumento del tipo 1, el cual se puede obtener el nivel de presión acústica tanto el mínimo como el máximo, así como el promedio de presión acústica. Tiene un monitoreo de escala de 60 dB a 120 dB, asi como tres tipos de ponderación (Figura 3.21).

Figura 3.21.- Sonómetro Tipo 2230 de Bruüel & Kjaer

CAPÍTULO III


Analizador de Frecuencia de Tiempo Real (analizador de bandas de octava): es un instrumento digital que se puede acoplar a un pre-amplificador y a su vez a un microfono, por lo que se puede acoplar el sonómetro que trae integrado lo antes mencionado. Por medio de este analizador de bandas, se puede medir el nivel de presión acústica tanto en bandas de octava como en tercio de bandas de octava de acuerdo a la banda de octava que se desee medir para el análisis, también el promedio de presión acústica. Se puede estimar el tiempo de medición promedio para la presión acústica, así como darnos el nivel de presión acústica total. Tiene un monitoreo de escala de 60 dB a 130 dB, así como tres tipos de ponderación (Figura 3.22).

Figura 3.22.- Analizador de frecuencia de tiempo real HP 3569A.

En este capítulo se describió la instalación experimental y la metodología empleada para obtener el nivel de ruido en ventiladores centrífugos, así como la instrumentación. A continuación se muestran los resultados experimentales y teóricos del ruido, obtenidos en la instalación empleada de acuerdo a la metodología propuesta.


CAPÍTULO IV.

PRUEBAS EXPERIMENTALES Y RESULTADOS

En este capítulo se aplica la metodología experimental para determinar la eficiencia y el nivel de ruido en ventiladores centrífugos, así como el análisis y comparación de resultados. 4.1 PROCEDIMIENTO DE LA EXPERIMENTACIÓN DE ACUERDO A LA

METODOLOGÍA PROPUESTA. Para ejemplificar la toma de datos realizada en la experimentación se presentan en la tabla 4.1 y 4.2 los datos obtenidos en la experimentación realizada de acuerdo a la metodología empleada para el ventilador centrífugo de 6 álabes radiales con el motor eléctrico a plena carga y la válvula de estrangulamiento al 44% del caudal de aire.

Tabla 4.1.- Valores experimentales para la eficiencia al 44% del caudal en el impulsor de 6 álabes radiales

Punto Y1 Y2 Y3 Y4 Y5 Y6 Y7 Y8 Y9 Y10

hv (mmca) 8 4 4 4 4 4 4 4 4 4

hs (mmca) 310 308 308 308 310 310 308 310 308 308

Punto X1 X2 X3 X4 X5 X6 X7 X8 X9 X10

hv (mmca) 4 4 3 4 4 3 4 4 4 4

hs (mmca) 308 308 310 308 308 310 308 310 308 310

Potencia (kW) Patm(mBar) Tamb ºC) RPM

L1 L2

800 23 3536 0.04 4.46

Como se observa en la tabla 4.1 se midió la presión estática (hs) y la diferencia de la presión estática y total para determinar la presión dinámica (hv), así como la potencia en las líneas de corriente del motor eléctrico y la medición de las condiciones ambientales (temperatura y presión ambiente respectivamente). En la tabla 4.2 se toman los datos de la presión acústica para cada uno de los 13 puntos de medición ya determinados anteriormente (según la tabla 3.1) en el analizador de frecuencia de bandas de octava de tiempo real.

CAPÍTULO IV


Tabla 4.2.- Valores experimentales para el nivel de ruido a 44% del caudal en el impulsor de 6 álabes radiales

Frecuencia No. de punto de medición presión acústica (Lp en dBA re 1 μPa) (Hz) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

25 31.68

31.5 36.5

40 40.50 33.09 37.87 34.87

50 48.75 44.62 44.09 47.97 42.40 51.09 45.97 43.18 45.68 44.34 49.12 49.31 36.94

63 56.28 53.91 53.25 60.75 55.12 61.91 52.09 54.15 53.03 56.97 57.28 56.59 43.37

80 60.72 53.87 62.15 58.72 59.93 57.97 58.90 51.75 56.94 58.28 62.06 55.65 52.31

100 62.81 62.62 63.12 57.00 59.70 62.50 62.28 51.18 57.87 56.34 63.00 62.25 56.09

125 72.09 68.62 67.35 66.72 71.81 69.00 69.56 60.53 61.22 61.37 64.43 62.18 60.47

160 66.34 71.25 69.53 66.78 69.98 69.78 69.09 65.43 61.43 62.59 64.47 63.06 68.84

200 68.97 68.53 74.43 70.25 68.97 74.00 70.75 61.87 65.65 64.31 67.90 65.25 69.06

250 74.56 75.50 73.22 75.00 71.43 75.91 70.90 68.68 65.40 65.22 68.84 66.37 72.84

315 72.66 73.03 73.53 72.87 69.43 71.44 70.00 70.34 70.00 69.90 69.00 68.12 72.16

400 76.22 72.28 74.62 74.94 76.22 71.66 73.68 73.31 75.87 73.50 78.47 74.40 74.72

500 83.19 79.50 78.12 77.94 78.40 75.37 79.09 77.62 81.00 77.53 87.09 81.34 79.12

630 80.37 78.16 76.34 82.37 77.37 80.12 79.18 78.59 77.81 79.68 79.28 77.53 80.84

800 81.31 80.31 75.09 80.37 78.50 81.25 76.93 79.56 78.62 80.25 82.47 79.43 77.06

1000 83.12 81.75 76.59 81.81 80.93 80.59 79.40 77.72 78.47 78.47 82.31 78.47 78.62

1250 82.78 83.44 78.72 80.81 82.25 80.87 80.56 78.53 79.06 79.15 82.00 79.43 80.75

1600 79.47 81.66 77.59 80.03 79.47 80.06 78.93 76.87 77.03 77.72 78.97 77.84 77.34

2000 78.94 79.22 75.78 78.87 77.97 78.03 77.75 77.97 76.97 77.09 78.31 77.75 76.19

2500 78.12 79.22 74.84 78.06 76.40 77.59 75.00 76.40 75.97 76.40 76.40 76.43 75.16

3150 77.03 77.47 75.22 77.12 75.72 76.91 74.50 74.87 75.75 74.84 76.15 74.78 75.19

4000 75.87 76.59 74.59 75.81 74.12 74.94 72.56 73.18 74.50 73.13 73.68 72.03 72.81

5000 74.44 74.09 71.31 73.87 72.15 73.16 70.18 71.68 72.12 71.37 72.18 71.40 71.16

6300 72.41 73.91 68.28 72.72 70.25 72.13 68.22 70.68 71.18 70.31 70.87 70.65 69.12

8000 69.22 70.16 65.09 70.34 67.15 68.91 64.18 68.06 67.75 67.28 66.84 66.50 65.66

10000 75.81 68.19 61.93 67.09 64.37 66.50 60.78 65.31 65.06 65.40 64.15 65.84 63.22

La toma de datos experimentales se realizó de la misma forma para cada una de las condiciones de trabajo del ventilador del 0% al 100% de flujo a la descarga cada 11%. Los datos que se obtienen con el analizador de frecuencia acoplado al sonómetro (Tabla 4.2) se emplearon para conocer el comportamiento en cada una de las frecuencias para el nivel de presión acústica, aunque la frecuencia de interés para el estudio que se realizó es la frecuencia de paso del álabe. También los niveles de presión acústica en cada una de las frecuencias pueden llegar a alterar la frecuencia de paso del álabe la cual es la frecuencia que se estudia para conocer la influencia en el comportamiento aerodinámico del ventilador en el comportamiento aeroacústico, ya que la parte del estudio aerodinámico de la máquina tiene gran influencia en el aumento del nivel de ruido (parte aeroacústica).

CAPÍTULO IV


4.2 DESARROLLO DE CÁLCULOS PARA LA EFICIENCIA Y RUIDO EN EL VENTILADOR CENTRÍFUGO.

Para ejemplificar el desarrollo de los cálculos se utilizarán los datos obtenidos experimentalmente (tablas 4.1 y 4.2) y estos datos se sustituirán en las ecuaciones descritas en los apartados 3.2.1 y 3.2.2. La densidad para la condición de 44% de flujo en el ventilador de 6 álabes radiales durante la prueba es:

( )( )[ ]( )( )[ ] 3

atmaire m

kg 94.015.2732315.273

100800RTP

ρ =+

==

La presión dinámica para este punto Y1 de los datos es:

( )( )( ) Pa 48.78881.91000ghρP vOHd 2===

Tabla 4.3.- Resultados de la presión dinámica al 44% de flujo en ventilador de 6 álabes radiales.

Punto Y1 Y2 Y3 Y4 Y5 Y6 Y7 Y8 Y9 Y10 Pd (Pa) 78.48 39.24 39.24 39.24 39.24 39.24 39.24 39.24 39.24 39.24 Punto X1 X2 X3 X4 X5 X6 X7 X8 X9 X10 Pd (Pa) 39.24 39.24 29.43 39.24 39.24 29.43 39.24 29.43 39.24 29.43

La presión dinámica promedio para esta condición de trabajo es la siguiente:

Pa 82.39n

PP

2

dd

r

Promedio=

⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜

⎝

⎛=

∑

Como las condiciones ambientales pueden cambiar se determina la densidad del aire corregida, esta es la 3mkg 94.0=aireρ es la misma debido a que no se registró cambio de las condiciones ambientales durante la prueba.

Pa82.3994.094.082.39

ρρ

PPaire

airedd

c

promediorc=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

La presión estática se calcula de la siguiente manera:

CAPÍTULO IV


( )( )( ) Pa 10.304131.081.91000ghρP sOHs 2===

Tabla 4.4.- Resultados de la presión estática al 44% de flujo en ventilador de 6 álabes radiales.

Punto Y1 Y2 Y3 Y4 Y5 Y6 Y7 Y8 Y9 Y10 Ps (Pa) 3041.10 3021.48 3021.48 3021.48 3041.10 3041.10 3021.48 3041.10 3021.48 3021.48

Punto X1 X2 X3 X4 X5 X6 X7 X8 X9 X10 Ps (Pa) 3041.10 3021.48 3021.48 3021.48 3041.10 3041.10 3021.48 3041.10 3021.48 3021.48

La presión estática promedio se determina con los valores obtenidos de la tabla 4.4 al sustituir estos, en la ecuación 3.20:

Pa 33.3029nP

P r2

omedioPr

ss == ∑

La presión estática debe corregirse cuando las condiciones ambientales cambian, esto se hace de la siguiente forma:

Pa 33.302994.094.033.3029

ρρ

PPaire

airess

c

promediorc2=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

Para calcular la presión total solamente se suman los promedios de la presión estática y la dinámica como:

14.306982.3933.3029PPPPromedioPromedio dst =+=+= Pa

El caudal (flujo volumétrico de aire) se calcula a continuación:

( ) ( ) segm47.094.0

82.3924254.0

ρP2

AAvQ 32

aire

d2

c

Promedio =⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛===

π

El rendimiento estático y total se determina con las ecuaciones 3.24 y 3.25 respectivamente:

( ) ( )( )( )( ) ( ) %76.40100

46.404.0100033.29.3047.0100

kWQP

ηT

ss

Promedio =⋅⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡+

=⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

( ) ( )( )( )( ) ( ) %47.42100

46.404.0100014.306947.0100

kWQP

ηT

tt =⋅⎥

⎦

⎤⎢⎣

⎡+

=⋅⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

CAPÍTULO IV


La frecuencia de paso del álabe para el tipo de impulsor de 6 álabes radiales se determina a continuación:

( )( ) Hz 315Hz 356

6035606

60 ≈===

* RPMNf álabe

álabe

La frecuencia del paso del álabe es 315 Hz ya que es la frecuencia más cercana en el tercio de octava (tabla 1.2) que se determinó en el cálculo antes realizado. De acuerdo a lo anterior, se realizan las mediciones de la presión acústica en cada uno de los puntos determinados, así como en cada uno de los porcentajes de flujo establecidos anteriormente. En la tabla 4.5 se muestra Si determinada de acuerdo a la tabla 3.1, así como las coordenadas de los 13 puntos de medición de la presión acústica para el ventilador de 6 álabes radiales.

Tabla 4.5.- Coordenadas de la localización de micrófono para una superficie de medición hemisférica para el ventilador de 6 álabes radiales.

No. de puntos x y z Si=P*r2

1 -1.31 0.54 0.35 1.56 2 -0.31 -0.54 0.35 1.56 3 0.28 1.38 0.35 0.78 4 0.28 -1.38 0.35 0.78 5 1.18 0.79 0.35 0.78 6 1.18 -0.79 0.35 0.78 7 -0.39 0.95 1.03 1.56 8 -0.39 -0.95 1.03 1.56 9 0.57 0.86 1.03 0.78

10 0.57 -0.86 1.03 0.78 11 1.00 0.20 1.03 0.78 12 1.00 -0.20 1.03 0.78 13 0.00 0.00 1.45 0.78

La corrección del nivel de ruido de acuerdo a las condiciones ambientales es la siguiente:

dB89.3023273

306log5100000

80log10T273

306log5100000

Plog10B 101010

atm10 −=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

++⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

++⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛=

Para determinar la potencia acústica para esta condición de trabajo se sustituyen los valores anteriores en la siguiente ecuación de potencia acústica, explicada en el capítulo interior.

( )( )[ ] ( )( )[ ] ( )89.305.0...56.110log10BK10log10L )66.72)(1.0(101

1.010W −−−+=−−= ∑ =

N

i iL Spci

Watts10 re dB 98.111L 12

W−=

CAPÍTULO IV


4.3 CURVAS DE EFICIENCIA-RUIDO. Las curvas de eficiencia y nivel de ruido (potencia acústica), indican las condiciones aeroacústicas de trabajo del ventilador a diferentes condiciones de operación del sistema. A continuación se presentan las curvas de eficiencia-ruido a diferentes condiciones de trabajo, las cuales se obtienen con los dados experimentales y se determina la curva del nivel de ruido teórica. 4.3.1 Ventilador centrífugo con rodete de álabes radiales. 4.3.1.1 Ventilador centrífugo con rodete de 6 álabes radiales.

Tabla 4.6.- Resultados del ventilador de 6 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz).

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)

LW (dB) LP (dB) LWrotor

(dB) RPM RPMprom

0.00 3374.64 3374.64 4.20 0.00 0.00 114.57 87.77 104.53 3560 3517 0.20 3264.22 3272.71 4.28 15.26 15.30 113.54 87.76 101.10 3555 0.40 3097.51 3127.72 4.43 27.95 28.22 113.27 88.88 98.31 3542 0.60 2967.10 3037.26 4.91 36.24 37.09 112.50 88.98 95.97 3530 0.80 2843.77 2962.62 5.58 40.76 42.47 111.98 88.89 93.50 3520 1.00 2515.26 2705.39 6.60 38.13 41.01 113.23 90.21 93.74 3506 1.20 2169.35 2432.94 7.60 34.27 38.44 114.47 91.45 93.78 3493 1.40 1655.63 2015.01 8.44 27.47 33.43 116.07 92.35 93.29 3480 1.60 1082.39 1550.58 9.26 18.70 26.79 119.87 94.93 97.85 3469 1.80 425.75 1013.40 10.02 7.63 18.17 123.45 96.52 101.46 3459

Figura 4.1.- Ventilador de 6 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz).

CAPÍTULO IV


Tabla 4.7.- Resultados del ventilador de 6 álabes radiales con el motor a 45 Hz.

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1901.18 1901.18 1.21 0.00 0.00 107.12 79.72 76.14 2651 2601 0.14 1853.89 1859.95 1.32 19.96 20.02 104.73 78.83 76.58 2647 0.27 1726.56 1740.37 1.65 28.59 28.82 102.38 77.32 71.81 2636 0.41 1642.19 1673.78 2.17 31.27 31.87 106.03 82.30 72.06 2618 0.54 1567.64 1621.27 2.45 34.46 35.64 109.24 83.81 76.15 2608 0.67 1403.81 1487.43 2.86 33.03 35.00 109.75 81.67 68.99 2594 0.81 1192.90 1314.77 3.21 30.22 33.30 108.70 80.82 68.31 2582 1.02 863.28 1055.36 3.58 24.62 30.09 115.26 84.61 76.28 2568 1.14 590.56 831.96 3.86 17.51 24.67 117.60 87.14 79.94 2559 1.29 237.40 537.22 4.16 7.34 16.62 120.79 89.86 84.07 2548

Figura 4.2.- Ventilador de 6 álabes radiales con el motor a 45 Hz.

CAPÍTULO IV



Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1137.18 1137.18 0.62 0.00 0.00 108.69 88.01 72.26 2044 1993 0.12 1108.70 1113.67 0.67 19.48 19.56 107.29 87.27 74.36 2041 0.23 1081.06 1090.87 0.71 35.61 35.93 105.93 79.43 76.40 2032 0.35 1027.29 1051.08 0.88 41.04 41.99 99.17 79.55 68.74 2025 0.47 977.89 1018.36 1.05 43.53 45.33 101.03 79.88 69.29 2011 0.58 898.13 961.48 1.26 41.54 44.47 103.65 81.06 63.09 1994 0.70 682.23 773.21 1.49 32.04 36.32 108.90 80.70 64.31 1978 0.82 549.15 672.81 1.69 26.64 32.64 110.48 82.06 62.50 1962 0.94 353.16 511.73 1.85 17.86 25.88 111.78 84.72 65.48 1949 1.05 155.00 357.96 1.99 8.20 18.93 113.35 87.12 69.32 1940


CAPÍTULO IV


Análisis de los resultados experimentales. Se presentan las curvas de comportamiento de eficiencia total, presión acústica y potencia acústica obtenidas de los datos experimentales (tablas 4.6 a 4.8 y figuras 4.1 a 4.3), así como las curvas de potencia acústica teóricas para el ventilador centrífugo de 6 álabes radiales. Se comparan las curvas para establecer el mejor comportamiento aerodinámico y aeroacústico del ventilador de 6 álabes radiales. La figura 4.4 muestra las curvas de comportamiento de la eficiencia total del ventilador con impulsor de 6 álabes radiales. Se observa que el valor máximo de eficiencia total se encontró entre el 40% al 55% de caudal, comparadas con las curvas teóricas de este tipo de ventilador de la figura 2.8 concuerda con la eficiencia máxima que se tiene entre un 30% al 50% del caudal de aire manejado en este ventilador. Se observó que durante el cambio de velocidad de giro del impulsor (frecuencia eléctrica del motor), el nivel de eficiencia total del sistema tiene variación, dando la mejor eficiencia del sistema en la frecuencia de giro del ventilador a 35 Hz (aprox. 2000 rpm) teniendo un valor de 45.33% de eficiencia total en el 44% de flujo de aire (0.47 m3/s). La curva de eficiencia total a 45 Hz presentó el menor nivel de eficiencia de las tres condiciones de trabajo, siendo ésta de 35.64% en el 44% del caudal.

Figura 4.4.- Curvas de eficiencia del ventilador de 6 álabes radiales a tres condiciones de frecuencia eléctrica

del motor.

CAPÍTULO IV


Los máximos niveles de eficiencia para el sistema del ventilador de 6 álabes radiales se encuentran trabajando el motor a una frecuencia eléctrica de 35 Hz (aprox. 2000 rpm) teniendo al 33% del caudal un nivel de eficiencia total del 41.99% y a el máximo flujo de aire una eficiencia total del 18.93% para un 1.05 m3/s del caudal. La figura 4.5 muestra las curvas de comportamiento de la presión acústica obtenida del ventilador con impulsor de 6 álabes radiales. En la figura se observa que el menor nivel de presión acústica se obtuvo en la frecuencia eléctrica de 45 Hz con un valor de 78.83 dB en el 11% del caudal (0.14 m3/s), mientras que al 44% del caudal en la frecuencia eléctrica de 60 Hz se comienza a incrementa el nivel de presión acústica para esta condición de trabajo. Cuando se tiene el 100% del caudal existe un nivel máximo de presión acústica para las condiciones de 45 Hz y 60 Hz de frecuencia eléctrica, mientras que en la condición de 35 Hz se presenta un nivel de presión acústica máximo al 0% del caudal.

Figura 4.5.- Curvas de presión acústica del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. La curva de presión acústica a 35 Hz de la figura 4.5, presenta el mínimo nivel de presión acústica (79.88 dB) él cual coincide con la máxima eficiencia del ventilador, esto concuerda con la teoría de la turbomáquina, ya que en la máxima eficiencia se tiene el menor nivel de ruido. El comportamiento de las otras dos curvas obtenidas tienen un comportamiento de inestabilidad, debido en la onda acústica al chocar está con las paredes cercanas que se encuentran a esté (cuarto cercano a la máquina).

CAPÍTULO IV


La figura 4.6 muestra las curvas de comportamiento de la potencia acústica obtenida a la frecuencia del paso del álabe del ventilador con impulsor de 6 álabes radiales, en la figura se observa que el menor nivel de potencia para la curva de 35 Hz y 60 Hz coincide en el 35 al 44% del caudal en el cual se obtuvo el máximo nivel de eficiencia para ambas condiciones de prueba. El menor nivel de potencia acústica se obtuvo con la frecuencia eléctrica de 35 Hz con un valor de 101.03 dB en el 44% del caudal aproximadamente en la tendencia de la línea de potencia acústica en esta condición de trabajo. Las curvas de la figura 4.6 muestran que el máximo nivel de potencia acústica se determinó en el caudal de aire máximo manejado durante cada una de las pruebas. Mientras que a 0% de caudal se tiene un nivel de potencia acústica mínima con respecto al 100% del caudal, ello es debido a que el ventilador maneja una mayor velocidad y caudal del aire.

Figura 4.6.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. También en la figura 4.6 se observa que las curvas del nivel de potencia acústica a 60 Hz y 35 Hz presentan una tendencia descendente del 0% al 44% del caudal y al pasar el punto de mayor eficiencia obtenido al 44% del caudal, comienza a aumentar el nivel de potencia acústica.

CAPÍTULO IV


La figura 4.7 muestra las curvas de comportamiento de la potencia acústica teórica obtenida a la frecuencia del paso del álabe del ventilador (tabla 3.5) con el impulsor de 6 álabes radiales. Se observa que las curvas obtenidas tienen un comportamiento semejante, teniendo los máximos niveles de potencia acústica en la curva de 60 Hz de frecuencia eléctrica del motor electrico. Los menores niveles de potencia acústica en las tres curvas se tienen entre el 22% al 44% del caudal y los máximos niveles de potencia acústica se tienen en el 66% del caudal. Las curvas se determinaron a las frecuencias de paso del álabe de 315 Hz, 250 Hz y 200Hz respectivamente para cada una de las velocidades del motor eléctrico (frecuencia eléctrica de 60 Hz, 45 Hz y 35 Hz).

Figura 4.7.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de 6 álabes radiales a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. La curva teórica mostrada en la figura 4.7 de potencia acústica a una frecuencia eléctrica de 35 Hz tiene el menor nivel de potencia acústica en el 44% del caudal con un nivel de ruido del 116.79 dB siendo éste mayor (en 16 dB) al valor obtenido experimentalmente. El máximo nivel de ruido en esta condición del sistema se determinó en el 66% del caudal con un nivel de potencia acústica de 118.17 dB.

CAPÍTULO IV


4.3.1.2 Ventilador centrífugo con rodete de 9 álabes radiales.

Tabla 4.9.- Resultados del ventilador de 9 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz).

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 3541.41 3541.41 2.81 0.00 0.00 121.22 87.79 103.69 3556.0 3513 0.20 3464.36 3472.92 3.00 23.14 23.20 119.36 87.10 101.92 3554.3 0.40 3267.73 3298.48 3.84 34.11 34.43 120.41 88.57 96.71 3542.4 0.60 3011.53 3082.75 4.45 40.74 41.70 122.22 90.74 94.59 3529.1 0.80 2735.33 2854.52 4.93 44.46 46.40 123.06 91.70 91.63 3517.6 1.00 2361.08 2546.11 6.46 36.63 39.51 123.08 91.99 91.26 3505.2 1.20 1957.67 2224.74 7.20 32.72 37.18 122.91 92.41 90.89 3493.2 1.40 1416.34 1780.60 8.04 24.72 31.08 123.75 93.50 91.88 3479.0 1.60 954.65 1425.88 8.66 17.69 26.43 124.59 94.29 91.69 3464.0 1.80 400.25 995.23 9.35 7.73 19.21 128.19 96.63 93.31 3464.0

Figura 4.8.- Ventilador de 9 álabes radiales con el motor a plena carga (60 Hz).

CAPÍTULO IV



Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1963.96 1963.96 1.24 0.00 0.00 107.53 77.40 89.74 2609 2564 0.15 1916.97 1923.50 1.33 21.98 22.06 106.52 77.06 87.43 2606 0.30 1859.59 1878.51 1.47 38.53 38.92 106.03 77.46 84.48 2600 0.46 1772.10 1811.90 1.75 46.25 47.29 107.86 80.12 82.19 2590 0.61 1624.02 1693.83 2.18 45.23 47.18 110.63 83.30 81.89 2574 0.76 1450.19 1559.54 2.51 44.01 47.33 107.82 80.71 78.84 2564 0.91 1218.21 1374.31 2.88 38.66 43.61 107.76 80.55 79.69 2550 1.06 948.19 1160.44 3.23 31.26 38.26 110.24 84.90 83.04 2538 1.22 623.27 899.16 3.57 21.24 30.64 112.57 85.03 85.42 2525 1.37 238.38 586.47 3.94 8.28 20.38 115.35 86.79 85.25 2512


CAPÍTULO IV



Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1211.54 1211.54 0.68 0.00 0.00 101.12 78.01 72.99 2040 1998 0.12 1192.21 1197.17 0.71 19.47 19.55 100.88 78.03 73.77 2036 0.23 1171.96 1182.01 0.73 36.88 37.20 100.65 78.06 74.45 2033 0.35 1106.59 1129.50 0.85 44.97 45.91 101.24 78.63 70.71 2027 0.46 1043.09 1083.32 1.07 44.97 46.70 101.64 78.99 70.15 2009 0.58 928.36 991.27 1.23 43.42 46.36 98.55 76.55 68.19 2000 0.69 763.12 853.53 1.46 36.25 40.54 103.23 79.11 68.41 1978 0.81 605.46 729.21 1.61 30.27 36.46 109.25 81.88 73.37 1964 0.92 423.47 584.05 1.79 21.79 30.05 113.57 82.65 76.55 1952 1.04 154.02 356.96 2.04 7.83 18.14 115.32 84.77 78.04 1937


CAPÍTULO IV


Análisis de los resultados experimentales. Las curvas del comportamiento de eficiencia total, presión acústica y potencia acústica obtenidas de los datos experimentales (tablas 4.9 a 4.11 y figuras 4.8 a 4.10), así como las curvas de potencia acústica teóricas para el ventilador centrífugo de 9 álabes radiales, se comparan para establecer el mejor comportamiento aerodinámico y aeroacústico del ventilador de 9 álabes radiales. La figura 4.11 muestra las curvas de comportamiento de la eficiencia total del ventilador con impulsor de 9 álabes radiales. Se observa que el valor máximo de eficiencia total se determinó entre el 35% al 55% de caudal, semejante al comportamiento teórico de este tipo de ventilador (figura 2.8). Obteniendo que el máximo nivel de eficiencia en las tres condiciones de prueba se encontró en el 44% del caudal aproximadamente. La mejor eficiencia del sistema se obtuvo en la frecuencia de giro del ventilador a 45 Hz (2564 rpm) teniendo un valor de 47.29% de eficiencia total en el 44% de flujo de aire (0.46 m3/s). La curva de eficiencia total a 60 Hz presentó el menor nivel de eficiencia de las tres condiciones de trabajo, siendo este de 46.4% en el 44% del caudal. También se encontró el comportamiento de la curva obtenida a una frecuencia eléctrica de 35 Hz (2000 rpm), el cual es cercano a la curva de 45 Hz.

Figura 4.11.- Curvas de eficiencia del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias eléctricas del

motor.

CAPÍTULO IV


La figura 4.12 muestra las curvas de comportamiento de la presión acústica del ventilador con impulsor de 9 álabes radiales. Se encontrró que el menor nivel de presión acústica se obtuvo en la frecuencia eléctrica de 45 Hz con un valor de 77.06 dB en el 11% del caudal (0.15 m3/s). A partir de este punto comienza a incrementarse el nivel de presión acústica para esta condición de trabajo. En las curvas de 45 Hz y 60 Hz se tiene que el menor nivel de presión acústica se presenta en el 11% del caudal. Cuando no se tiene flujo de aire en la máquina se tiene un nivel mínimo de presión acústica para todas las condiciones de trabajo del sistema, mientras que en el 100% de flujo de aire se tiene el nivel de presión acústica más alto.

Figura 4.12.- Curvas de presión acústica del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. El mejor comportamiento de presión acústica para el sistema de trabajo del ventilador se encontró en la curva de 35 Hz, debido que conforme se incrementando el nivel de caudal de aire, la presión acústica disminuye hasta llegar al 44%, posteriormente se incrementa el nivel de presión acústica; lo cual hay que tener en cuenta con respecto a la eficiencia total en esta condición de trabajo.

CAPÍTULO IV


La figura 4.13 muestra las curvas de comportamiento de la potencia acústica obtenida a la frecuencia del paso del álabe del ventilador con impulsor de 9 álabes radiales. En la figura se observa que el menor nivel de potencia acústica (98.55 dB) para la curva de 35 Hz coincide en el 44% del caudal en el cual se obtuvo el máximo nivel de eficiencia. Posteriormente los niveles de potencia acústica de 45 Hz y 60 Hz están por arriba de este valor. También se observa en la figura que el nivel de potencia acústica a 35 Hz de frecuencia eléctrica se mantiene constante del 0% al 44% del caudal, al pasar este porcentaje de caudal se incrementa el nivel de potencia acústica.

Figura 4.13.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. Las curvas de presión acústica a 60 Hz y 45 Hz de la figura 4.13 presenta un comportamiento semejante, teniendo el menor nivel de potencia acústica en el 11% del caudal con un valor de 119.36 dB y 106.52 dB respectivamente. También se encontró que el máximo nivel de potencia acústica está en el 100% del caudal de aire para cada una de las pruebas, mientras que a 0% de caudal se tiene un nivel de potencia acústico menor al de 100% del caudal, debido a que el ventilador, en esta condición maneja la presión total máxima.

CAPÍTULO IV


La figura 4.14 muestra las curvas de comportamiento de la potencia acústica teórica obtenida a la frecuencia del paso del álabe del ventilador (tabla 3.5) con el impulsor de 9 álabes radiales. Se observa que las curvas obtenidas tienen un comportamiento semejante, teniendo los mínimos niveles de potencia acústica en la curva de 35 Hz de frecuencia eléctrica del motor eléctrico. Los máximos niveles de potencia acústica en las tres curvas se tienen entre el 55% al 77% del caudal. Las curvas de determinaron a las frecuencias de paso del álabe de 500 Hz, 400 Hz y 250Hz respectivamente para frecuencias eléctricas de 60 Hz, 45 Hz y 35 Hz del motor eléctrico.

Figura 4.14.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de 9 álabes radiales a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. La curva de potencia acústica teórica de 35 Hz tiene el nivel de potencia acústica (de 117.4 dB) en el 44% del caudal, siendo éste mayor al valor obtenido experimentalmente. El máximo nivel de ruido teórico en esta condición del sistema se determinó en el 77% del caudal con un nivel de potencia acústica de 118.24 dB.

CAPÍTULO IV


4.3.3 Ventilador centrífugo con rodete de 7 álabes rectos hacia atrás.

Tabla 4.12.- Resultados del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a plena carga (60 Hz).

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 3150.97 3150.97 1.60 0.00 0.00 110.26 78.2 88.05 3578 3544 0.17 3255.79 3263.92 2.12 26.81 26.87 113.80 78.2 89.82 3570 0.35 3322.19 3345.96 2.65 43.86 44.17 114.04 82.9 86.64 3562 0.52 3263.04 3315.29 3.41 50.18 50.98 110.08 80.8 81.56 3552 0.70 3010.75 3103.83 4.03 52.22 53.84 110.82 82.1 83.94 3542 0.87 2681.42 2827.68 4.53 51.70 54.52 113.22 83.5 85.83 3535 1.05 2298.73 2506.97 4.93 48.96 53.39 113.68 84.0 84.08 3529 1.22 1808.03 2089.93 5.17 42.82 49.49 121.29 88.1 88.47 3524 1.40 1108.19 1476.76 5.31 29.19 38.90 125.73 92.4 92.32 3522 1.57 321.77 787.21 5.36 9.45 23.11 125.43 93.5 95.45 3524

Figura 4.15.- Ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a plena carga (60 Hz).

CAPÍTULO IV


Tabla 4.13.- Resultados del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 45 Hz.

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1711.85 1711.85 0.68 0.00 0.00 97.74 70.64 75.96 2605 2574 0.14 1728.04 1733.83 0.75 31.20 31.31 99.61 72.65 79.56 2602 0.27 1742.36 1756.22 1.01 46.59 46.96 98.74 73.10 77.12 2592 0.41 1695.76 1730.04 1.34 51.32 52.35 95.70 70.58 68.67 2579 0.54 1645.90 1704.35 1.45 61.67 63.86 94.99 70.90 67.08 2575 0.68 1537.04 1622.73 1.61 64.87 68.49 96.33 72.15 66.11 2569 0.81 1297.44 1420.85 1.81 58.15 63.68 100.23 74.46 69.16 2561 0.95 972.48 1139.47 1.97 46.79 54.82 104.89 82.49 71.66 2555 1.08 600.06 818.09 2.04 31.94 43.54 106.64 76.19 74.17 2552 1.22 182.47 459.08 2.04 10.95 27.54 108.68 80.57 76.68 2552

Figura 4.16.- Ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 45 Hz.

CAPÍTULO IV


Tabla 4.14.- Resultados del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 35 Hz.

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1084.01 1084.01 0.34 0.00 0.00 93.60 67.81 51.90 2077 2042 0.11 1091.15 1095.92 0.36 33.53 33.68 94.29 68.08 54.27 2073 0.22 1098.30 1107.83 0.39 63.29 63.84 94.99 68.34 56.63 2069 0.34 1116.03 1136.93 0.44 84.55 86.13 92.31 66.89 57.65 2065 0.45 1100.97 1138.51 0.59 83.74 86.60 95.05 69.16 62.47 2053 0.56 1014.62 1072.61 0.76 74.40 78.65 94.79 69.94 61.17 2040 0.67 844.68 928.14 0.89 63.57 69.85 95.72 70.48 56.73 2030 0.78 651.70 765.08 0.98 52.03 61.08 98.34 69.60 58.13 2022 0.90 372.50 520.17 1.04 32.08 44.80 98.56 69.99 50.27 2020 1.01 118.70 305.52 1.04 11.50 29.60 100.44 72.11 41.63 2021

Figura 4.17.- Ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás con el motor a 35 Hz.

CAPÍTULO IV


Análisis de los resultados experimentales. Las curvas de comportamiento de eficiencia total, presión acústica y potencia acústica obtenidas de los datos experimentales (tablas 4.12 a 4.14 y figuras 4.15 a 4.17), así como las curvas de potencia acústica teóricas para el ventilador centrífugo de 7 álabes rectos hacia atrás, se comparan para establecer el mejor comportamiento aerodinámico y aeroacústico de este ventilador. La figura 4.18 muestra las curvas de comportamiento de la eficiencia total del ventilador con 7 álabes rectos hacia atrás. Se observa que el máximo nivel de eficiencia total se en cuentra entre el 44% al 55 % de caudal. Este mismo porcentaje se tiene en la figura del ventilador de álabes inclinados hacia atrás de la figura 2.8 (curvas teóricas). Se observó que la mejor eficiencia del sistema se tiene en la frecuencia de giro del ventilador a 35 Hz (aprox. 2042 rpm) con un valor de 86.6% y 44% del caudal (0.45 m3/s). La curva de eficiencia total a 60 Hz de la figura presento el menor nivel de eficiencia de las tres condiciones de trabajo, siendo este de 54.52% en el 55% del caudal.

Figura 4.18.- Curvas de eficiencia del ventilador de 7 álabes inclinados hacia atrás a diferentes frecuencias

eléctricas del motor.

CAPÍTULO IV


Se observa en la figura 4.19, que el menor nivel de presión acústica se obtuvo en la frecuencia eléctrica de 35 Hz con un valor de 68.08 dB en el 22% del caudal (0.22 m3/s). A partir de este punto se comienza a incrementar el nivel de presión acústica para esta condición de trabajo. Para de 45 Hz de la figura se tiene el menor nivel de presión acústica en el 44% del caudal, mientras que para 60 Hz se tiene el menor nivel de presión acústica en el 0% del caudal. La curva de 45 Hz es la que presenta el mejor comportamiento en la presión acústica y el menor valor de presión acústica se tiene en el mayor nivel de eficiencia. Cuando no se tiene flujo de aire en la máquina, se tiene un nivel mínimo de presión acústica para todas las condiciones de trabajo del sistema, mientras que en el 100% de caudal de aire, se presenta el más alto nivel de presión acústica.

Figura 4.19.- Curvas de presión acústica del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a diferentes frecuencias


CAPÍTULO IV


La figura 4.20 muestra que el menor nivel de potencia acústica para las tres curvas coincide en el 44% del caudal, el cual se encuentra muy aproximado al máximo nivel de eficiencia del ventilador. Los menores niveles de potencia acústica se obtuvieron en la frecuencia eléctrica de 35 Hz, el menor nivel de potencia acústica es de 94.79 dB en el 44% del caudal. También se encontró en la figura que el nivel de potencia acústica a 35 Hz de frecuencia eléctrica se mantiene en un nivel constante del 0% al 44% del caudal y al aumentar el caudal de aire en esta condición de trabajo se incrementa el nivel de potencia acústica.

Figura 4.20.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a diferentes frecuencias

eléctricas del motor. Las curvas de potencia acústica a 60 Hz y 45 Hz de la figura 4.20, presenta un comportamiento semejante, teniendo el menor nivel de potencia acústica en el 44% del caudal con un valor de 110.82 dB y 94.99 dB respectivamente. También se encontró en las tres curvas que el máximo nivel de potencia acústica se determinó en el 100% del caudal; mientras que al 0% de caudal se tiene el mínimo nivel de potencia acústico y muy aproximado al valor obtenido en el punto de máxima eficiencia. Esto debido a que este ventilador tiene el mejor desempeño de todos los probados. También la eficiencia del ventilador es semejante al de un ventilador aerodinámico.

CAPÍTULO IV


De la figura 4.21 se observa que las curvas inician aproximadamente en el mismo punto de potencia acústica, debido a la operación del ventilador y a los valores de presión total y caudal. De las tres curvas obtenidas, la curva de 35 Hz tiene los mínimos niveles de potencia acústica para el 33% al 44% del caudal y los máximos niveles de potencia acústica se tienen en el 77% y 88% del caudal. También se encontró que al 0% del caudal se tiene un nivel de potencia acústica elevado, debido a que el diseño de este ventilador presenta mucha inestabilidad en el caudal en esta condición de trabajo. Las curvas se determinaron a las frecuencias de paso del álabe de 500 Hz, 500 Hz y 250Hz respectivamente a cada una de las velocidades del motor eléctrico (frecuencia eléctrica de 60 Hz, 45 Hz y 35 Hz).

Figura 4.21.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de álabes rectos hacia atrás a diferentes

frecuencias eléctricas del motor. La curva de potencia acústica teórica mostrada en la figura 4.21 a 35 Hz, tiene el mínimo nivel de potencia acústica (de 96.54 dB) al 44% del caudal, el máximo nivel de ruido en esta condición del sistema se determinó en el 77% y 88% del caudal con un nivel de potencia acústica de 101.66 dB y 101.75 dB respectivamente.

CAPÍTULO IV


4.3.4 Ventilador centrífugo con rodete de 7 álabes curvados hacia adelante.

Tabla 4.15.- Resultados del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante, motor a plena carga (60 Hz).

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 5679.43 5679.43 2.75 0.00 0.00 134.03 99.92 111.03 3549 3483 0.24 5656.77 5668.08 3.95 35.05 35.12 127.07 92.77 103.17 3542 0.49 5422.79 5468.56 6.42 41.34 41.69 122.23 101.31 96.28 3525 0.73 5233.81 5339.00 7.76 49.50 50.50 123.27 86.84 96.71 3513 0.98 4944.85 5123.85 8.86 54.61 56.59 122.90 97.59 95.67 3494 1.22 4344.99 4622.48 9.90 53.70 57.13 122.86 96.12 95.23 3455 1.47 3681.13 4077.73 10.64 50.78 56.25 123.06 95.15 93.19 3443 1.71 3117.18 3655.27 11.26 47.39 55.57 125.16 97.47 95.74 3434 1.96 1929.48 2634.44 11.37 33.21 45.34 129.34 100.59 100.26 3434 2.20 493.28 1382.86 11.04 9.84 27.58 131.27 101.31 98.33 3441

Figura 4.22.- Ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante con el motor a plena carga (60 Hz).

CAPÍTULO IV


Tabla 4.16.- Resultados del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante con el motor a 45 Hz.

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 3150.97 3150.97 1.45 0.00 0.00 116.90 85.67 85.53 2644 2576 0.18 3140.06 3147.85 1.47 39.16 39.26 115.80 85.34 86.04 2644 0.37 3079.37 3105.06 2.25 50.07 50.48 111.31 84.94 82.64 2616 0.55 2930.11 2988.46 3.03 53.09 54.15 108.51 86.72 79.88 2589 0.73 2760.54 2860.01 3.52 57.33 59.40 107.72 86.00 78.56 2572 0.91 2427.30 2581.78 4.04 54.97 58.47 109.61 85.04 78.58 2553 1.10 2072.28 2295.58 4.37 52.00 57.60 113.95 88.29 80.70 2540 1.28 1696.28 1998.78 4.64 46.75 55.09 112.68 86.44 72.83 2533 1.46 1036.72 1432.65 4.72 32.15 44.43 112.56 85.26 78.31 2530 1.65 357.08 856.55 4.50 13.06 31.32 116.23 88.81 79.90 2536

Figura 4.23.- Ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante con el motor a 45 Hz.

CAPÍTULO IV


Tabla 4.17.- Resultados del ventilador de 7 álabes curvado hacia adelante con el motor a 35 Hz.

Q (m3/s)

Ps (Pa)

Pt (Pa)

N (kW)

η s (%)

η t (%)


(dB) RPM RPMprom

0.00 1934.53 1934.53 0.69 0.00 0.00 107.79 80.85 73.68 2036 1975 0.14 1928.37 1934.53 0.69 40.14 40.27 106.60 79.68 71.24 2036 0.29 1922.53 1938.80 0.70 79.02 79.69 105.80 79.59 70.88 2036 0.43 1863.50 1898.57 0.97 82.47 84.02 108.57 85.81 71.12 2010 0.57 1755.53 1818.88 1.38 73.14 75.78 107.24 87.35 75.13 1981 0.72 1522.83 1619.40 1.80 60.81 64.66 106.17 85.43 73.77 1950 0.86 1257.87 1396.63 2.02 53.78 59.71 105.17 84.25 70.16 1932 1.01 1045.14 1233.95 2.15 48.90 57.74 108.90 86.43 73.12 1923 1.15 643.82 890.28 2.20 33.60 46.46 107.09 82.94 70.51 1919 1.29 216.80 527.35 2.11 13.28 32.31 111.22 85.75 78.37 1925

Figura 4.24.- Ventilador de 7 álabes curvado hacia adelante con el motor a 35 Hz.

CAPÍTULO IV


Análisis de los resultados experimentales. Las curvas de comportamiento de eficiencia total, presión acústica y potencia acústica obtenidas de los datos experimentales (tablas 4.15 a 4.17 y figuras 4.22 a 4.24), así como las curvas de potencia acústica teóricas para el ventilador centrífugo de 7 álabes curvados hacia adelante, se presentan para establecer el mejor comportamiento aerodinámico y aeroacústico de este ventilador. La figura 4.25 muestra las curvas de comportamiento de la eficiencia total del ventilador con 7 álabes curvados hacia delante. Se observa que el máximo valor de eficiencia total se encontró para las frecuencias eléctricas de 60 Hz y 45 Hz, entre el 44% al 66% de caudal total en cada una de las pruebas. Este mismo porcentaje se tiene en las curvas teóricas del ventilador de alabes curvados hacia adelante de la figura 2.8. En la frecuencia eléctrica de 35 Hz se tiene la máxima eficiencia en el 38% del caudal aproximadamente, este difiere (un 12%) de la figura 2.8. La curva de eficiencia total a 60 Hz presentó el menor nivel de eficiencia de las tres condiciones de trabajo, siendo este de 57.13% en el 55% del caudal.

Figura 4.25.- Curvas de eficiencia del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a diferentes frecuencias


CAPÍTULO IV


La figura 4.26 muestra las curvas de comportamiento de la presión acústica del ventilador con un rodete de 7 álabes curvados hacia delante. Se observa que los menores niveles de presión acústica se encontraron en la frecuencia eléctrica de 35 Hz. La curva de 45 Hz es la que presenta el mejor comportamiento de presión acústica ya que tiende a una recta que va incrementando su nivel de presión acústica en forma directa al incremento de caudal.

Figura 4.26.- Curvas de presión acústica del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a diferentes

frecuencias eléctricas del motor. Los niveles máximos de presión acústica se tienen en la curva de 60 Hz, donde se encontró que de 0% al 40% del caudal, disminuye el nivel de presión acústica y a partir de este último caudal comienza a incrementarse el mismo. Este comportamiento es debido a la inestabilidad que se tiene en la carcaza del ventilador y en el cono de succión, generando con ello vorticidades y aumento de nivel de ruido.

CAPÍTULO IV


La figura 4.27 muestra que el menor nivel de potencia acústica para las curva de 45 Hz y 60 Hz coinciden en el 44% del caudal. Los menores niveles de potencia acústica se obtuvieron en la frecuencia eléctrica de 35 Hz, el menor nivel es de 105.17 dB en el 66% del caudal. También se observa que el nivel de potencia acústica a 35 Hz de frecuencia eléctrica se mantiene en un nivel constante del 11% al 80% del caudal de acuerdo a la línea de tendencia.

Figura 4.27.- Curvas de potencia acústica del ventilador de 7 álabes curvado hacia delante a diferentes

frecuencias eléctricas del motor. En las curvas de la figura 4.27 se muestra que el máximo nivel de potencia acústica se encontró en el 0% y 100% del caudal. Las curvas de presión acústica a 60 Hz y 45 Hz presenta un comportamiento semejante, teniendo el menor nivel de potencia acústica en el 44% del caudal con un valor de 122.9 dB y 107.72 dB respectivamente.

CAPÍTULO IV


La figura 4.28 muestra las curvas de comportamiento de la potencia acústica teórica obtenida a la frecuencia del paso del álabe del ventilador (tabla 3.5) con álabes curvados hacia delante. Se observa que las curvas obtenidas comienzan aproximadamente del mismo punto de potencia acústica, debido a que no se tienen cambios en el nivel de ruido, ya que es constante el valor empírico de presión acústica. Las curvas de 60 Hz y 45 Hz tiene un comportamiento semejante a partir del 22% del caudal. En la curva de 35 Hz se tienen los mínimos niveles de potencia acústica, teniendo estos entre el 22% y 33% del caudal y los máximos niveles de potencia acústica se tiene entre el 66% a 88% del caudal.

Figura 4.28.- Curvas de potencia acústica teórica del ventilador de 7 álabes curvados hacia delante a

diferentes frecuencias eléctricas del motor. Las curvas se determinaron a las frecuencias de paso del álabe de 500 Hz para las rpm del motor (60 Hz y 45Hz) y 250Hz para las rpm del motor eléctrico (35 Hz). La curvade potencia acústica teórica de 35 Hz tiene en el 40% del caudal 107 dB aproximadamente.

CAPÍTULO IV


4.4 COMPARACIÓN DE RESULTADOS. La presión acústica del ventilador con 6 álabes radiales encontrada 60 Hz (3517 rpm) es la más estable en cuanto al nivel de ruido ya que se presenta una recta ascendente, mientras que cuando se trabaja a 45 Hz (2600 rpm) se presentan variaciones en la curva de presión acústica. En la curva a 35 Hz (aprox. 2000 rpm) el comportamiento es el mejor al tener las mejores condiciones de ruido del ventilador, esto es debido a que el nivel de ruido a partir del 10% del caudal de trabajo comienza a disminuir debido a la estabilización de la máquina, en cuanto a las fluctuaciones del aire entre caracaza-impulsor. Las condiciones anteriores se presentan hasta el 70% del caudal y posteriormente se comienza a tener inestabilidad en el nivel de flujo y esto es debido a que se presentan vibraciones debido a las perturbaciones en la interacción del aire entre carcaza-impulsor (Figura 4.5). De acuerdo al diseño de la carcaza no se tiene un buen diseño en la lengua, ya que ésta es como la que se muestra en la figura 2.5 (3) en la carzaza. Esto provoca una inestabilidad en el comportamiento del caudal de aire a la descarga del ventilador y esta se transfiere en el ducto de descarga y provoca vibración, a su vez aumenta el nivel de ruido.

Figura 4.29.- Curva de eficiencia-ruido (potencia acústica teórica y experimental) del ventilador de 6 álabes

radiales a 2000 rpm. Se muestra en la figura 4.29 el mejor comportamiento para las 3 condiciones de trabajo del ventilador centrífugo con un impulsor de 6 álabes radiales. Los datos experimentales

CAPÍTULO IV


indican que la eficiencia máxima es de 45.33% y se tiene en un 44% de caudal siendo este de 0.47 m3/s. El nivel de potencia acústica es de 101.03 dB y un nivel de presión acústica de 79.88 dB en ponderación A. También hay que mencionar que en los valores experimentales se encontró el nivel de potencia acústica teórica de 117.17 dB para el punto de eficiencia máxima. En la figura 4.29 también se observa que conforme el caudal aumenta al 44% (máximo rendimiento), el nivel de potencia acústica disminuye y al salir de esté punto de eficiencia, está disminuye y el nivel de ruido aumenta respectivamente. La diferencia que existe entre la curva teórica y experimental de la potencia acústica es que los valores empíricos son constantes en el cálculo de la potencia acústica teórica y el nivel de ruido producido por la presión y caudal se ve influenciado por la corrección de eficiencia, por lo que no se observa el mismo comportamiento de la potencia acústica experimental. También el mejor comportamiento de la potencia acústica del ventilador con 9 álabes se encontró a 35 Hz (aprox. 2000 rpm), esto es debido a que el nivel de ruido a partir del 40% del caudal comienza a disminuir el nivel de ruido, ya que se comienza a estabilizar la máquina en cuanto a las fluctuaciones del aire entre caracaza-impulsor. Las condiciones anteriores se presentan hasta el 60% del caudal y posteriormente éste se comienza a tener inestabilidad y esto es debido a que se presentan vibraciones causadas por las perturbaciones en la interacción del aire entre carcaza-impulsor.


radiales a 2000 rpm

CAPÍTULO IV


En la figura 4.30 la eficiencia máxima se tiene al 44% del caudal con 0.46 m3/s, siendo está de un 46.7% de eficiencia y un nivel de potencia acústica experimental de 101.64 dB y de 117.4 dB teóricamente. El nivel de presión acústica determinado por el sonómetro en este porcentaje de flujo es de 78.99 dB. De la comparación de resultados, se observa que las curvas de eficiencia total son similares, tanto para el rodete de 6 y 9 álabes radiales, así como el mejor comportamiento se presenta a la menor velocidad de giro del motor eléctrico. También el menor nivel de potencia acústica se encontró en esta condición de trabajo, como se muestra en la figura 4.29 y 4.30. Este comportamiento es similar tanto en el nivel de potencia acústico teórico y experimental respectivamente para ambos impulsores. Al analizar los resultados de ambos ventiladores se encontró la eficiencia máxima en el ventilador de 9 álabes radiales. Esto es debido a que se disminuye la fluctuaciones del aire a la salida del paso del álabe, consecuencia del incrementó en el número de álabes; se presenta un mejor comportamiento del caudal de aire y hay una mejor del flujo de aire entre la carcasa-impulsor de este ventilador centrífugo.

Figura 4.31.- Espectro de presión acústica al 0% del caudal de aire en el ventilador de 9 álabes radiales a

2000 rpm

CAPÍTULO IV


La figura 4.31 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica en frecuencias de banda de un tercio de octava para cuando se encuentra la más alta presión total del ventilador y la eficiencia tiene el valor del 0% (válvula completamente cerrada). En está figura se puede observar que el comportamiento en cada una de las frecuencias difiere; en los tonos bajos la presión acústica generada por el funcionamiento de la máquina es pequeña, mientras que en los tonos altos se presente un mayor nivel de presión acústica. En la frecuencia del paso del álabe (315 Hz) se tiene un valor intermedio de la presión acústica. También se observa que en las frecuencias de 400 Hz a 630 Hz (tonos intermedios) se encuentra el máximo nivel de presión acústica. La figura 4.32 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica en frecuencias de banda de un tercio de octava para cuando se encuentra la más baja presión total del ventilador y la eficiencia tiene el valor del 7.83% (válvula completamente abierta). En está figura se puede observar que el comportamiento acústico es más estable y conforme aumenta el tono de frecuencia acústica de la onda de sonido se comienza a tener un mayor nivel de presión acústica. En los tonos más bajos la presión acústica es menor a cuando se tiene la válvula completamente cerrada y son de un valor constate.


2000 rpm

CAPÍTULO IV


En las figuras 4.31 y 4.32 se observa que conforme se aumenta el flujo de aire en la máquina se tiene un mejor comportamiento acústico y esto es debido a que la máquina comienza a estabilizarse y por ello existe una menor perturbación acústica (vibración en la estructura y fuerza de impacto de las moléculas de aire en la estructura). El comportamiento de la presión acústica de la figura 4.32 es semejante al esperado de acuerdo a la figura 2.10 y las frecuencias obtenidas del paso del álabe para cada una de las condiciones del sistema se acercan a las establecidas por la figura 2.11. También en las figura 4.31 y 4.32 se observa que el nivel de presión acústica para el motor disminuye conforme existe menos esfuerzo mecánico para obtener el giro del impulsor (resistencia del aire, menos fluctuaciones del aire). Esto se puede observar en los valores obtenidos en la tablas 4.9, 4.10 y 4.11 de potencia acústica determinada para el motor eléctrico. La figura 4.33 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica para la eficiencia máxima y menor nivel de ruido (44% del caudal) del ventilador de 9 álabes radiales a 35 Hz. En esta figura se puede observar que el comportamiento acústico es estable y la frecuencia de paso del álabe (315 Hz) se mantiene con un valor bajo.


2000 rpm

CAPÍTULO IV


Con respecto a la figura 4.19, las curvas de la presión acústica encontradas en el ventilador centrífugo de 7 álabes rectos hacia atrás, Lp a 60 Hz (3544 rpm) presenta un comportamiento de línea recta ascendente conforme se va incrementando el flujo de aire, es decir que al aumenta el flujo de aire en la máquina se incrementa el nivel de ruido producido en la interacción del aire entre carcaza-impulsor. La curva de Lp a 45 Hz (2574 rpm) es la de mejor comportamiento en el 30% a 70% del caudal y disminuye el nivel de ruido. También Lp a 35 Hz (2042 rpm) tiene una ligera disminución de ruido entre el 20% al 40% del caudal de aire. Para esta máquina las mejores condiciones aerodinámicas y aeroacústicas se tiene en 45 Hz y 35 Hz, por lo que se podría trabajar este ventilador a cualquiera de las dos condiciones pero por ahorro de energía eléctrica y eficiencia de la máquina las condiciones ideales se obtiene a 35 Hz (2042 rpm) y el nivel de ruido presente es mejor, ya que se tiene un nivel de ruido menor que en los primeros porcentajes de flujo de la máquina, así como un nivel bajo de ruido en la máxima eficiencia.


rectos hacia atrás a 2042 rpm. La figura 4.34 presenta el mejor comportamiento aerodinámico y aeroacústico del ventilador centrifugo con un impulsor de álabes rectos hacia atrás. El punto de eficiencia máxima se determinó en un 44% del flujo de aire (0.45 m3/s) el cual difiere de la figura 2.8 en un 5% del caudal. El nivel de potencia acústica experimental de 95.02 dB y de 96.54 dB

CAPÍTULO IV


para la curva teórica. El nivel de presión acústica encontrado en este porcentaje de caudal es de 69.16 dB. Con respecto a la figura 4.34, la curva de potencia acústica teórica y experimental presentan un comportamiento similar al presentado en la figura 2.17 presentado por Sandra Velarde y et al; el %Q coincide con la figura 4.33 y 2.17 donde se encuentra el menor nivel de potencia acústica. La figura 4.34 muestra que al 22% del caudal (0.22 m3/s), la eficiencia del ventilador es de 63.84%, con un valor aproximado de potencia acústica experimental de 94.99 dB y de 98.92 dB para la curva teórica. La presión acústica en este porcentaje de caudal es de 68.34 dB. También la figura 4.34 presenta que al 88% del caudal (0.9 m3/s), la eficiencia del ventilador es de 44.8 dB, con los valores aproximados de presión acústica de 69.99 dB, la potencia acústica experimental de 98.56 dB y de 101.75 dB para la curva teórica.

Figura 4.35.- Espectro de presión acústica al 22% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes rectos hacia

atrás a 2042 rpm La figura 4.35 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica en frecuencias de banda de un tercio de octava. En está figura se puede observar que el comportamiento en cada una de las frecuencias altas es variado; en los tonos bajos la presión acústica determinada por el funcionamiento de la máquina es bajo mientras que los tonos más altos se presente un mayor nivel de presión acústica. En la frecuencia del paso del álabe (250 Hz)

CAPÍTULO IV


se tiene un valor elevado con respecto a las frecuencia bajas de la presión acústica. También se observó que en las frecuencias de 2000 Hz (tonos intermedios) se determina el nivel máximo de presión acústica. La figura 4.36 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica en frecuencias de banda de un tercio de octava. En esta figura se puede observar que el comportamiento acústico es más estable y conforme aumenta el tono de frecuencia acústica de la onda de sonido se comienza a tener un menor nivel de presión acústica; en los tonos de la frecuencia del álabe (250 Hz) el nivel de presión acústica se mantiene predominando en los niveles altos, mientras que en los tonos altos se observa en la figura 4.36 que son más estables que en la figura 4.35.

Figura 4.36.- Espectro de presión acústica al 88% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes rectos hacia

atrás a 2042 rpm En las figuras 4.35 y 4.36 se observa que conforme se aumenta el flujo de aire en la máquina se tiene un mejor comportamiento acústico en las frecuencia altas y esto es debido a que la máquina presenta un mejor línea de corriente del aire entre la carcaza-impulsor. El comportamiento de la presión acústica de la figura 4.36 es semejante al esperado de

CAPÍTULO IV


acuerdo a la figura 2.10 y las frecuencias obtenidas del paso del álabe para cada una de las condiciones del sistema se acercan a las establecidas por la figura 2.11. También en las figura 4.36 y 4.35 se observa que el nivel de presión acústica disminuye conforme se incrementa la velocidad del caudal de aire (menos fluctuaciones del aire). Esto se puede observar en los valores obtenidos en la tabla 4.14 de potencia acústica determinada para el motor. Las curvas de presión acústica obtenida en el ventilador centrífugo de 7 álabes curvados hacia delante (figura 4.26), Lp a 60 Hz (3483 rpm) presenta un comportamiento de inestabilidad en el nivel de ruido en la presión acústica conforme se va incrementando el caudal de aire, ya que se tiene inestabilidad en los primeros porcentajes de flujo. La Lp a 45 Hz (2576 rpm) es más estable el comportamiento en esta condición de trabajo. También la curva Lp a 35 Hz (1975 rpm) tiene un ligero incremento en el nivel de presión acústica. Para esta máquina las mejores condiciones aerodinámicas y aeroacústicas se tiene en 45 Hz y 35 Hz de frecuencia eléctrica para el motor eléctrico. De la figura 4.24 por ahorro de energía eléctrica y eficiencia de la maquina las condiciones ideales se obtiene a 1975 rpm (aproximadamente 2000 rpm). La figura 4.37 muestra un comportamiento similar al presentado en la figura 2.16 presentado por Velarde et al.


curvados hacia adelante a 1975 rpm.

CAPÍTULO IV


La figura 4.37 muestra que el punto eficiencia máxima se determinó en un 33% del caudal de aire (0.43 m3/s) el cual difiere de la figura 2.8 un 10% del caudal siendo esta una referencia para el comportamiento de este tipo de ventilador, con un valor aproximado de 84.02% de eficiencia total; el nivel de potencia acústica experimental de 108.57 dB y de 104.71 dB para la curva teórica. También la figura 4.37 muestra que al 22% del caudal (0.29 m3/s), la eficiencia del ventilador es de 79.69%, con un valor aproximado de potencia acústica experimental de 105.8 dB y de 104.4 dB para la curva teórica. En la figura en el 88% del caudal (1.15 m3/s), la eficiencia del ventilador es de 46.46%, con los valores aproximados de presión acústica de 82.94 dB. La potencia acústica experimental para esta condición fue de 107.09 dB y de 102.85 dB para la curva teórica. La figura 4.38 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica en frecuencias de banda de un tercio de octava. En esta figura se puede observar que el comportamiento en cada una de las frecuencias altas es variado; en los tonos más bajos la presión acústica determinada por el funcionamiento de la máquina es bajo mientras que los tonos más altos se presente un mayor nivel de presión acústica. En la frecuencia del paso del álabe (250 Hz) se tiene un valor alto con respecto a las frecuencia bajas de la presión acústica. También se observó que en las frecuencias de 400 Hz (tonos intermedios) se encuentra el máximo nivel de presión acústica.

Figura 4.38.- Espectro de presión acústica al 22% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes curvados

hacia adelante a 1975 rpm

CAPÍTULO IV


La figura 4.39 muestra el comportamiento del espectro de presión acústica. En esta figura se puede observar que el comportamiento acústico es más estable y conforme aumenta el tono de frecuencia acústica de la onda de sonido se comienza a tener un mayor nivel de presión acústica; en los tonos de la frecuencia del álabe (250 Hz) el nivel de presión acústica se mantiene predominando en los niveles altos.

Figura 4.39.- Espectro de presión acústica al 88% del caudal de aire en el ventilador de 7 álabes curvados

hacia adelante a 1975 rpm En las figuras 4.38 y 4.39 se observa que conforme se aumenta el flujo de aire en la máquina se tiene un mejor comportamiento acústico en las frecuencia altas y esto es debido a que la máquina comienza a estabilizarse. El comportamiento de la presión acústica de la figura 4.39 es semejante al esperado de acuerdo a la figura 2.10 y las frecuencias obtenidas del paso del álabe para cada una de las condiciones del sistema se acercan a las establecidas por la figura 2.11. Los resultados obtenidos para el ventilador de álabes rectos hacia atrás y curvados hacia adelante son semejantes aunque en el análisis del espectro de la presión acústica difieren los resultados conforme a la frecuencia de paso del álabe y la frecuencia de giro del motor. Esto debido a que es más estable el flujo de aire en el interior del ventilador de álabes rectos hacia atrás.

SEPI – ESIME ZACATENCO - IPN 126

CONCLUSIONES

Se realizó un estudio aeroacústico a un banco de ventiladores centrífugos industriales integrado por un ventilador de 6 álabes radiales, un ventilador de 9 álabes radiales, ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás y ventilador de 7 álabes curvados hacia delante. En el ventilador de 6 álabes radiales a 2000 rpm (35 Hz el motor) se obtuvieron las mejores condiciones de eficiencia ruido. Los datos experimentales indican que la eficiencia máxima es de 45.33% y se tiene en un 44% de caudal siendo este de 0.47 m3/s; el nivel de potencia acústica es de 101.03 dB y un nivel de presión acústica de 79.88 dB en ponderación A. También se encontró el nivel de potencia acústica teórica de 117.17 dB para el punto de mayor eficiencia. Las mejores condiciones de eficiencia ruido del ventilador con 9 álabes radiales se encontraron a 2000 rpm (35 Hz el motor). Los datos experimentales indican que la eficiencia máxima es de 46.7% y se tiene en un 44% de caudal siendo este de 0.46 m3/s; el nivel de potencia acústica es de 101.64 dB y un nivel de presión acústica de 78.99 dB en ponderación A determinada esta última con el sonómetro. También se encontró el nivel de potencia acústica teórica de 117.4 dB para el punto de mayor eficiencia. Se determinó que a 2042 rpm (35 Hz el motor) se tienen el mejor comportamiento del ventilador con 7 álabes rectos hacia atrás. Los datos experimentales indican que la eficiencia máxima es de 86.6% y se tiene en un 44% de caudal siendo este de 0.45 m3/s; el nivel de potencia acústica es de 95.02 dB y un nivel de presión acústica de 69.16 dB en ponderación A. Además se encontró el nivel de potencia acústica teórica de 96.54 dB para el punto de mayor eficiencia. El ventilador con impulsor de 7 álabes curvados hacia adelante a 1975 rpm (a 35 Hz el motor) presentó las mejores condiciones de eficiencia ruido. Los datos experimentales indican que la máxima eficiencia es de 84.02% y se tiene en un 33% de caudal siendo este de 0.43 m3/s; el nivel de potencia acústica es de 108.57 dB y un nivel de presión acústica de 85.81 dB en ponderación A. También se encontró el nivel de potencia acústica teórica de 104.71 dB para el punto de mayor eficiencia. De la comparación del ventilador de 6 álabes radiales y 9 álabes radiales se determinó que el ventilador más eficiente es el de 9 álabes radiales con 1.67% de diferencia y este también presenta un menor nivel de ruido en todas sus condiciones del sistema, así como en los resultados teóricos obtenidos para ambos ventiladores. También se observó el mismo comportamiento del nivel de ruido, así como que el punto de eficiencia máxima se tiene en el mismo porcentaje de flujo y coincide este con el menor nivel de ruido. De la comparación entre el ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás y 7 álabes curvados hacia adelante se determinó que de acuerdo a la posición de los álabes en el rodete, el ventilador más eficiente de los dos es el del impulsor con 7 álabes rectos hacia atrás con 2.58 % de diferencia y este también presenta un menor nivel de ruido en todas sus


condiciones del sistema, así como en los resultados teóricos obtenidos para ambos ventiladores. También se observó el mismo comportamiento del nivel de ruido, así como que el punto de máxima eficiencia se tiene en el mismo nivel de flujo de aire y coincide este con el menor nivel de ruido. De la comparación entre los 4 ventiladores (6 álabes radiales, 9 álabes radiales , 7 álabes rectos hacia atrás y 7 álabes curvados hacia adelante) se determinó que de acuerdo a la posición de los álabes en el rodete, el ventilador más eficiente de los 4 es el del impulsor con 7 álabes rectos hacia atrás y este también presenta el menor nivel de ruido (potencia acústica y presión acústica) en todas sus condiciones de trabajo del sistema, así como en los resultados teóricos obtenidos para los ventiladores. De los resultados obtenidos en el espectro de presión acústica de los ventiladores en cada una de sus condiciones de trabajo del sistema, se observó que en cuanto se incrementa la velocidad del flujo de aire se tiene un comportamiento más estable en cada una de las frecuencias de bandas de octava. El nivel de presión acústica en los tonos altos en cuanto se tiene un mayor nivel de flujo de aire se tiene un comportamiento más estable en estos tonos (frecuencias acústicas).


RECOMENDACIONES

Para continuar con este trabajo de investigación de comportamiento de ruido en ventiladores centrífugos industriales se proponen las siguientes acciones para mejorar y enriquecer el mismo: Diseño y construcción de una cámara anecoica o cuarto anecoico para medición de los niveles acústicos. Medición de los campos de presión en el interior de la carcaza, así como de los campos de velocidad; para con ello determinar los niveles de turbulencia. Construcción de una zona de medición de niveles acústicos dentro del laboratorio para obtener datos más reales. Realizar una simulación en algún programa computacional para observar el posible comportamiento del aire en el interior de la máquina. Medir el nivel de vibraciones en la estructura metálica para ver la influencia de ésta en los resultados acústicos. Construir diferentes configuraciones de la lengua de la carcaza adecuada para observar el efecto de esta en los niveles de ruido. Finalmente se propone continuar en está línea de investigación empleando diferentes diseño de impulsores, así como la medición del nivel de ruido en ventiladores axiales.


REFERENCIAS [1] Harris M. C. “Manual de medidas acústicas y control de ruido” 3er. Edición McGraw-

Hill 1995. [2] “Reverberant room method for sound testing of fans”. AMCA STANDAR 300-96 [3] Kinsler L. E. “Fundamentos de Acústica” Limusa Noriega Editores 1993. [4] Robert Jorgensen “Fan Engineering” 7th Edition, Buffalo Forge Company 1970 [5] R. W. Greene (1992) “Compresores selección, uso y mantenimiento” McGraw-Hill [6] Robert W. Fox “Introducción a la mecánica de fluidos”, 4ta. Edición, McGraw-Hill [7] “Fans for general purposes” Methods of noise testing, British Standard BS-848 1985

Parte 2. [8] “Laboratory methods of testing fans for rating” ANSI/AMCA 210-85 [9] S. Velarde, C. Santonaria, R. Ballesteros, J.L. Parrondo (1999). “Experimental study on

the noise generated by a centrifugal fan” Sixth International Congress on Sound and Vibration 5-8 July 1999; Copenhagen Denmark.

[10] S. Velarde, C. Santonaria, R. Ballesteros (1998). “Experimental study on the

aeroacoustic behavior of a forward-curved blades radial fan” ASME-FEDSM98-5281. [11] S. Velarde, C. Santonaria, R. Ballesteros, J. Fernández (2002). “Numerical prediction

of the aerodynamic tonal noise in a centrifugal fan” ASME-FEDSM2002-31210. [12] K. Morinushi (1997). “The influence of Geometric Parameters on F.C. centrifugal fan

noise” Journal of Vibration, Acoustics, Stress, and Reliability in Design July 1987, Vol. 109.

[13] Reijin Cao, Chenwu Huang (2002). “Experimental study of effects of impeller airfoil

profiles of air-conditioner fan on aero & acoustic performance” The 4th International Conference on Pumps and Fans, August 26-29, 2002 Tsinghua University, Beijing.

[14] “Fundamentals” 4th Edition ASHRAE Handbook 1981 [15] H. Buenfil M. A. “Estudio del comportamiento energético de ventiladores centrífugos”

tesis SEPI-IPN 1999


APÉNDICE Curvas de potencia acústica (teórica, Buffalo Forge y experimental) y eficiencia total

contra caudal.

A continuación se presentan las curvas de comportamiento del nivel de ruido Lw experimental (ecuación 3.3), Lw exp. buffalo (ecuación 3.6) y Lw teórica (ecuación 3.26), así como la curva de eficiencia obtenida para cada uno de los ventiladores. Se realiza la comparación de Lw

experimental y Lw exp. buffalo para ver la influencia en la onda del nivel de ruido generado durante la prueba con la interacción que tiene ésta con las paredes de alrededor de la instalación, considerando un factor de directivilidad en la ecuación 3.6 de Q = 2 , debido a que la instalación a prueba se considera en una plano reflectante (una superficie al rededor).

Figura A.1.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 6 álabes radiales a 60 Hz.









Figura A.7.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 7 álabes rectos hacia atrás a 60 Hz.





Figura A.10.- Comparación de curvas de eficiencia-ruido del ventilador de 7 álabes curvados hacia adelante a

60 Hz.


45 Hz.



35 Hz.

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