u2_ventiladores.docx

MAQUINAS HIDRAHULICAS

UNIDAD II

VENTILADORES

Ventilador es la turbomáquina que absorbe energía mecánica y restituye energía a un gas, comunicándole un incremento de presión tal que él influjo de la compresibilidad puede despreciarse

CONTENIDO

2.1_ definición de los ventiladores....................64

2.2_clasificación de los ventiladores....................65

2.3_ influjo de la variación de la densidad del gas en el comportamiento de los ventiladores….........……69

2.4_ Formulas de los ventiladores….…........…70

problemas….…...............72

2.1_ DEFINICION DE LOS VENTILADORES

INSTITUTO TECNOLOGICO DE APIZACO________________________________ - 1 -


Esencialmente es una bomba de gas en ves de liquido.

Ventilador es una turbomáquina hidráulica generadora para gases

Los líquidos son poco compresibles y los gases muy compresibles. La compresibilidad puede o no afectar al diseño de la máquina y repercutir o no en la aplicabilidad de las fórmulas desarrolladas para las bombas los ventiladores, según que la variación de la densidad y por tanto del volumen especifico específico, sea o no importante. Si el gas puede considerarse prácticamente incompresible a su paso por la maquina, la teoría y funcionamiento de la bomba de gas será idéntica a la de la bomba, de agua estudiada en el capitulo anterior.

Esto sucede cuando el incremento de presión (ΔP = presión a la salida - presión a la entrada en la máquina) es pequeña.

Si el gas no puede considerarse incompresible, las fórmulas desarrolladas ,en el capítulo anterior para las bombas no serán aplicables a los ventiladores. Si el gas puede considerarse incompresible, la máquina se llama ventilador y si el gas ha de considerarse compresible, la máquina se llama turbo compresor. La línea de separación entre el ventilador y compresor es convencional. Antiguamente se

decía que si ΔP≤1 ,000mm1.000 mm de columna de agua, el efecto de la compresibilidad podría despreciarse y la máquina era un ventilador. Este límite sigue siendo válido para los ventiladores industriales de poca calidad, en que no se busca un rendimiento grande, sino un precio reducido; pero al crecer las potencias de los ventiladores con el desarrollo de las técnicas de ventilación, refrigeración y aire acondicionado, en los ventiladores de calidad dicho límite hay que establecerlo más bajo. Convencionalmente podemos establecer

Máquinas de poca calidad:

p 100 mbar ventilador p 100 mbar turbocompresor

Máquinas de alta calidad

p 100 mbar ventilador p 100 mbar turbocompresor

Ventilador es la turbomáquina que absorbe energía mecánica y restituye energía a un gas, comunicándole un incremento de presión tal que él influjo de la compresibilidad puede despreciarse

. Compresor es la turbomáquina, análoga a la anterior, pero que comunica al gas un incremento de presión tal que el influjo de la compresibilidad no puede despreciarse. En resumen : -En el cálculo y funcionamiento del ventilador el gas se supone incompresible. -En el cálculo y funcionamiento del compresor el gas se supone compresible. -El ventilador es una máquina hidráulica. -El compresor es una máquina térmica. -El ventilador nunca se refrigera porque al ser la compresión pequeña (teóricamente despreciable ), el gas no se calienta. -El compresor con mucha frecuencia es refrigerado.

Para ventilación de las salas de trabajo y reuniones, así como de minas, túneles y barcos; para exhaustación de humos, aire con alto contenido de polvo, etc.; para el secado



en procesos industriales; para la refrigeración y acondicionamiento de aire, etc., se necesitan caudales de aire; pero con frecuencia las presiones son relativamente pequeñas. Por tanto, las máquinas para esté tipo de servicio muchas veces se calculan como ventiladores (máquinas hidráulicas) sin tener en cuenta la compresibilidad del gas y por tanto sin tener en cuenta la variación de densidad y volumen específico. Por el contrario, en las acererías y altos hornos se requieren presiones mucho mayores, de 2 a 4 bar, para vencer la resistencia al flujo a través de las conducciones, toberas, etc. Por tanto, las máquinas para esté tipo de servicio se calculan como compresores (máquinas térmicas), teniendo en cuenta la compresibilidad del gas, y por tanto teniendo en cuenta la variación de densidad y volumen específico.

2.2_ CLASIFICACION DE LOS VENTILADORES

Clasificación según la presión total desarrollada

-Ventiladores de baja presión: presión total desarrollada inferior a 10 mbar. -de media presión: presión total desarrollada superior a 10 e inferior a 30 mbar . -de alta presión: presión total desarrollada superior a 30 e inferior a 100 mbar. (En estos últimos el efecto de la compresibilidad ya es, apreciable.) Esta clasificación es meramente convencional.

CLASIFICACIÓN SEGÚN LA DIRECCIÓN DEL FLUJO

-Ventiladores centrífugos (1) : Los ventiladores centrífugos se adaptan a los tres tipos, de baja, media y alta presión. Los de baja presión a veces son de tipo Siroco o de tambor .

La Fig. 2.2 representa un ventilador centrifugo Siroco de baja presión (5 mmbar) con rodete de tipo de tambor, construido por la casa Sulzer para Q = 8.000m3/h n = 720 rpm; D2 = 500 mm. En este ventilador: los álabes están curvados hacia adelante (2 > 90°}; la embocadura de entrada es una tobera de perfil aerodinámico para reducir las pérdidas; la sección transversal de la caja espiral, construida de chapa reforzada con angulares, es rectangular; el rodete está instalado en voladizo. Carece de prensaestopas porque, la presión es baja.



Figura 2.1Modelos de ventiladores centrífugos de algunas de las casas productoras, se

adaptan a los tres tipos, de baja, media y alta presión

Figura 2.2Ventilador de baja presión de

rodete de tipo tambor de 500mm construido por la casa Sulzer

para 8000m3/h 720 Rpm y 5mbar de presión



Figura 2.3Rodete para ventilador de baja presión y aire limpio como el mostrado en la

figura 2.2

Figura 2.4Ventiladores centrífugos de baja presión, construidos por la casa avacon

La Fig. 2.5 representa un ventilador centrifugo de alta presión (70 mmbar} construido también por la casa Sulzer, para Q = 16,000m3 /h; n = 2.950 Rpm; D2

= 700 mm. En este ventilador: los albes están curvados hacia atrás (2 < 90°}; la caja espiral es de fundición; el rodete también está instalado en voladizo. Tiene prensaestopas, porque las presiones son más elevadas.

Figura 2.5Ventilador de alta presión

construido por la casa Sulzer para 16000m3/h 2900 Rpm y 70

mbar de presión



Figura 2.6Rodete del ventilador de la Fig. 2.5

Figura 2.7Ventiladores centrífugos de alta presión

-Ventiladores axiales.; La Fig. 2.3 representa un ventilador axial construido por la casa Siemens para ventilación de minas, con motor eléctrico refrigerado por aire, n = 2.900 rpm. Su rendimiento es elevado, 80 %, gracias a que los ocho álabes de que consta su rodete de siluminio antideflagrante están diseñados como perfil de ala de avión.

Existen tres tipos básicos de ventiladores axiales: Helicoidales, tubulares y tubulares con directrices.



Los ventiladores helicoidales se emplean para mover aire con poca pérdida de carga, y su aplicación más común es la ventilación general. Se construyen con dos tipos de alabes: alabes de disco para ventiladores sin ningún conducto; y alabes estrechas para ventiladores que deban vencer resistencias bajas (menos de 25 mm. c d a). Sus prestaciones están muy influenciadas por la resistencia al flujo del aire y un pequeño incremento de la presión provoca una reducción importante del caudal.

Los ventiladores tubulares disponen de una hélice de alabes estrechos de sección constante o con perfil aerodinámico (ala portante) montada en una carcasa cilíndrica. generalmente no disponen de ningún mecanismo para ende rezar el flujo de aire. Los ventiladores tubulares pueden mover aire venciendo resistencias moderadas (menos de 50 mm. C.a).

Figura 2.8Ventilador axial construido por la casa Siemens para ventilación de minas para

2900rpm y un elevado rendimiento del 80%

Figura 2.9Ventilador axial tubular con el motor instalado fuera del tubo

Figura 2.10Ventilador axial tubular el motor esta instalado dentro de la carcasa cilíndrica

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

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

2.3_ INFLUJO DE LA VARIACION DE LA DENSIDAD DEL GAS EN EL COMPORTAMIENTO DE LOS VENTILADORES

No siendo el ventilador más que una bomba de gas, todas las fórmulas desarrolladas en el Cap. 1 para las bombas son también aplicables a los ventiladores.

Hay, sin embargo, una excepción: el fenómeno de la cavitación, estudiado ya que dicho fenómeno se produce al entrar el líquido en ebullición y es exclusivo, por tanto, delos líquidos.



La densidad del aire y la de cualquier gas varía con la presión, aunque luego no varíe sensiblemente en su paso por el ventilador y la temperatura, no así la de los líquidos; tanto la presión que da un ventilador como la potencia de accionamiento del mismo son influenciadas grandemente por las variaciones de densidad en el aire o gas impulsado.

Un ensayo de un ventilador es inadmisible si no se conoce la densidad del gas con la cual se ha verificado el ensayo, o no se ha reducido el ensayo mediante las leyes de semejanza a las condiciones normales Afortunadamente, el aire y prácticamente todos los gases impulsados por los ventiladores obedecen con suficiente aproximación para los problemas prácticos a la ecuación de los gases perfectos. Esta ecuación sencilla permite determinar la densidad del gas en cada problema, a partir de la presión y de la temperatura. En efecto :

depv=Ra T (2.1)

Se deduce que Pρ=RaT

y

ρ= PRaT (2.2)

donde

P = presión absoluta en

N

m2

Ra =constante particular del gas

Jkg⋅° K

T =constante particular del gas

Jkg⋅° K

Figura 2.11Ventilador turbóaxiales con

directrices

para e aire

RA=286 . 9J

kg⋅KLa densidad del aire se calcula

en la sala donde se realiza el ensayo, leyendo la presión en

un barómetro. que marca exactamente la presión en el

lugar y día del ensayo y



asimismo la temperatura. Pero, insistimos , en el ventilador mismo la densidad prácticamente no varía.

Por tanto, si el ventilador aspira y/o impulsa de una atmósfera a la presión barométrica Pamb y temperatura absoluta Tamb se tendrá :

ρ=Pamb

286 .9⋅T amb (2.3)

Por el contrario, una bomba es prácticamente insensible a la variación de la densidad con la presión barométrica y mucho menos sensible que el ventilador a la variación de la densidad con la temperatura.

El estado normal de un gas es el estado termodinámico que corresponde a una presión de 790 Torr ya una temperatura de 0° C. Aplicando la Ec. (2.3), la densidad normal del aire será :

ρ=0 .760⋅13 ,600⋅9.81286 .9⋅273 .15

=1 .294kg

m3

Aunque, como ya hemos dicho, todas las fórmulas de las bombas aducidas en el Cap. 19 son aplicables a los ventiladores, en la práctica en lugar de dichas fórmulas se emplean otras que sólo se diferencian de aquéllas en que en lugar de venir expresadas en alturas vienen expresadas en presiones. Por tanto, para pasar de las fórmulas del Cap. 1 para las bombas a las fórmulas de los ventiladores basta tener en cuenta que para una altura cualquiera h se verifica :

h= Pρg

con ayuda de esta es inmediata la construcción d la formulas para ventiladores que sigue

2.4_ FORMULAS DE LOS VENTILADORES

Presión periférica, presión de Euler o presión teórica

ΔPu=ρ (u2c2 u−u1c1u ) (2.4)

ΔPu=ρ( u22−u1

2

2+w1

2−w22

2+c2

2−212

2 ) (2.5)

Presión estática del rodete

ΔPeR=ρ2 [(u2

2−u12 )+(w1

2−w22) ]

(2.6) Presión dinámica del rodete

ΔPdR=ρ2 (c2

2−c12)

(2.7)

Grado de reacción



ε=ΔPeR

ΔPu (2.8)Presión total útil del ventilador

ΔP tot=ΔPu−ΔPr−int (2.9)

ΔPtot=(PS−PE )+ ρ2 (vS−vE )+ρg (zS−zE )

(2.10)

el termino ρg (zS−zE ) se desprecia ΔP tot=PZ−PA+ΔPra+ΔPri (2.11)

ηh=ΔPtot

ΔPu (2.12)

Pi=(Q+qe+q i )ΔPu (2.13)

P=QΔP tot (2.14)

Pa=QΔPtot

ηv ηmηh (2.15)

PROBLEMAS



20.2 En este problema no se consideran las perdidas. Un ventilador centrífugo tiene paletas rectas y un ancho constante en el rodete de 600mm. Gira a 500rpm. Da un caudal de aire ( = 1.2kg/m3) de 300m3/min. La entrada de la velocidad absoluta en los alabes es radial D2 = 650mm; D1 = 600mm

calcular:

a) los ángulos 1 y 2 ;b) la presión producida por el ventilador c) la potencia del ventilador

Datos:

b1 = b2 = 600mmn = 500 rpm = =1.2kg/m3

Q = 300m3/minD2 = 650 mmD1 = 600 mm

Solución:

a) los ángulos 1 y 2 ;

El triangulo a la entrada es recto c1u=0

al ser la entrada radial

u1=πD1n

60=π (0. 6 )(500)60

=15 .08m/ s

Q=πD1b1c1m

Q=30060

=5m3

s

c1m=c1=5π ( 0. 6 )(0 .6 )

=4 .21m /s

β1=arctg(c1

u1)=15 ° .72

El triangulo a la entrada es:

En el triangulo a la salida tenemos

u2=D2

D1

u1=17 .017m /s

Y siendo las paletas del ventilador rectas R2

cos β1

=R1

cos β2

cos β2=R1

R2

cos β1=300325

cos (15 ° . 72)

cos β2=0 . 8886β2=27 ° . 31

b) la presión producida por el ventilador por la ecuación de la continuidad

Q=πD1b1c1m=Q=πD2b2 c2m

c2m=D1b1

D2b2

c1m=600⋅600650⋅600

⋅4 . 421

c2m=4 . 081m /s

c2 u=u2−c2m

tg β2

=17 .017−4 .081tg(27 ° . 31)

c2 u=9.111m /s

Triangulo a la salida



lo calculamos como bomba

H=H u=u2c2u

g

H=u2c2u

g=

(17 .017 )(9 . 111)9 . 81

H=15 .805m .c .aire .ΔP tot=15 . 805(1 .2 )(9 .81 )ΔP tot=186 Pa

como ventiladorΔPtot=ΔPu=ρu2 c2 u

ΔPtot=(1. 2)(17 .017 )(9 .111)ΔPtot=186 Pa

c) la potencia del ventilador

lo calculamos como bomba

Pa=Qρ gH

Pa=(5)(1 .2 )(9 .81 )(15. 805 )=930W

como ventilador

Pa=P=QΔPalignl¿ tot ¿¿ ¿Pa=(5 )(186 )=930W ¿¿

20.3 Un ventilador centrífugo de aire ( = 1.2 kg/m3) tiene las siguientes dimensiones D2 = ½ m ancho del rodete constante e igual a 75 mm, el caudal suministrado es de 3 m3/s la velocidad 900 rpm. Un manómetro diferencial inclinado mide una presión de 3.5 mbar entre la entrada y la salida del ventilador. La presión dinámica producida por el ventilador es despreciable. La potencia en el eje de la maquina es de 1.84 KW. el rendimiento mecánico es 93% La entrada en el rodete es radial. Se despreciara y no se tendrá en cuenta las perdidas volumétricas

Calcular:a) rendimiento hidráulico; b) rendimiento total;c) perdida de presión en el ventilador;d) Angulo que forman los alabes a la salida .

Datos:

= =1.2kg/m3

D2 = 1/2 mb1 = b2 = 75mm



n = 900 rpmPS-PE = 3.5 mbarPa = 1.84KWm = 93 %

Solución:

a) según la ecuación :

ηh=ΔptotΔpu

(1)

siendo la presión dinámica del ventilador despreciable tendremos:

ΔPtot=PS−PE=350N

m2

por otra parte siendo Pa la potencia de accionamiento o potencia en el eje

Pa=QΔPu

ηm∴ΔPu=

PaηmQ

ΔPu=1. 84⋅103⋅0 . 933

=570 .4N

m2

sustituyendo los valores de ΔPu y

ΔP tot en (1) tendremos

ηh=ΔptotΔpu

=350570 .4

⋅100=61 .36 %

siendo el rendimiento volumétrico = 1 se titne que

ηtot=ηvηmηh=1⋅0 . 93⋅0 . 6136ηtot=57 . 06 %

c) para la perdida de presión en el ventilador ocuparemos la ecuación

ΔP tot=ΔPu−ΔPr−int

luego

ΔPr−int=ΔPu−ΔPtot

ΔPr−int=570 . 4−350=220. 4N

m2

d) mediante el triangulo de salida encontraremos β2

β2=arctg( c2m

u2−c2 u)

(2)

de la ecuación

Q=πD2b2c2m∴c2m=QπD2b2

c2m=3π⋅0 .5⋅0 . 075

=25 . 46m / s

además

u2=πD2n

60=π (0 . 5)( 900)60

=23 . 56m /s

y c2 use deduce mediante la ecuación

c2 u=ΔPuρu2

=5701 . 2(23. 56 )

c2 u=20 . 174m / s

finalmente sustituyendo los valores en (2)

β2=arctg(c2m

u2−c2u)

β2=arctg(25 . 4623 .56−20 .17 )

β2=82° . 42



20.4 Un ventilador aspira de una habitación que se encuentra a una temperatura de 20° C y a una presión de 725 Torr. El aire es impulsado a través de un conducto rectangular de ¼ m2 a la salida del ventilador un manómetro de agua marca una presión equivalente de 75 mm c.a. y un tubo de Prandtl marca una presión equivalente de 88 mm c.a.

Calcular:

a) La presión estática dinámica y total reales del ventilador

b) Velocidad del aire en el conducto de salida c) Caudal de aire que proporciona el ventilador d) Potencia suministrada por el ventilador al aire

Datos:



Tamb = 20° CPamb = 725 TorrAS = ¼ m2

Ps = 75 mm c.a.

Solución:

Calculamos la densidad del aire en las condiciones de la entrada que se supondrá constante en todo el ventilador (hipótesis de incompresibilidad) aplicando la ecuación:

ρ=Pamb

286 .9⋅T amb

donde

Pamb=0 . 725⋅13 .6⋅9 . 81=96727N

m2

T amb=20+273 . 15=293 . 15° K

sustituyendo

ρ=96727286 .9⋅293 .15

=1 .15kg

m3

a) la presión estática será:

ΔPE=PS−PE=PS−0

ΔPE=0 . 075⋅1000⋅9.81=735 .75N

m2

la presión dinámica será:

ΔPd=ρ2 (v S2−vE

2 )=ρvS

2

2=0. 068⋅1000⋅9 . 81

ΔPd=863. 28Nm2

la presión total será:

ΔP tot=ΔPe+ΔPd=1599N

m2

b) siendo

ρvS

2

2ΔPd∴ vS=√ 2 ΔPd

ρ=38 . 746

ms

c) el caudal por otra parte

Q=AS⋅vS=0 . 25⋅vs=9 .3870m3

s

d) la potencia subministrada por el ventilador al aire es la potencia útil

P=QΔP tot=15 . 489⋅103W

20.15 En la red de la figura determina la presión que debe tener el ventilador que la alimente y los diámetros de las diferentes ramas. En la figura se han indicado las longitudes de los tramos en m. Para todas

las tuberías tómese el coeficiente λ = 0.03 La red lleva

3 T en los puntos B, C, D. Tómese para estas T ξ

=0.7 para los codos E y F se tomara el coeficiente ξ

=0.2 el caudal es Q = 1000m3/h ρaire =1.29kg/m3



Solución:

Para determinar los diámetros escogeremos una velocidad conveniente c =15 m/s

En donde

Q=c⋅A∴A=π4d2

Q=c (π4 d2)∴d=√4Qπc

d=0 .291346√Q

Tramo A-B

QA−B=15Q=15⋅103

3600=4 .166

m3

sd A−B=0 .291346√4 .166=0 .595m

Tramo B-H

QB−H=2 .5Q=2. 5⋅103

3600=0 .6944

m3

sd B−H=0 .291346√0. 6944=0 . 243m

Tramo B-C

QB−C=12 .5Q=12.5⋅103

3600=3 .4722

m3

sd B−C=0 .291346√3 .4722=0 .543m

Tramo C-D

QC−D=7 .5Q=7 .5⋅103

3600=2 .08333

m3

sdC−D=0 .291346√2 . 08333=0.420m

Tramo C-I

QC−I=5Q=5⋅103

3600=1.3888

m3

sdC−I=0.291346√1.3888=0. 343m

Tramo D-KdD−K=d B−H=0 . 243m

Tramo D-GdD−G=dC− I=0 .343m

La presión total del ventilador será la necesaria para vencer las perdidas por el conducto en que estas sean máximas y a saber por el conducto A-G

H rA−G=

[ λ(L A−B

d A−B

LB−C

dB−C

LC−D

dC−D

LD−G

dD−G)+2ξcodos+3ξT+1]c2

2g

H rA−G=

[0 .03 (70d A−B

30dB−C

40dC−D

70dD−G )+0 . 4+2 .1+1]152

2g

H rA−G=202 .527mΔPtot=H rA−G ρgΔPtot=202. 527⋅1 .29⋅9 .81=2562 . 96 Pa

20.19 Un exhaustor tiene una .pérdida. en la embocadura equivalente a 10 m c.a; El caudal del ventilador es de 3 m3/s. La aspiración al fin de la contracción de la embocadura, así como la Impulsión, 1m2 de sección. Un manómetro conectado en la brida de salida del ventilador y abierto por el otro extremo a la atmósfera marca un desnivel de 100 mm c.a. La máquina aspira de una sala, en la que fa presión barométrica es de 740 Torr y la temperatura 30° C y expulsa a través de un conducto a la atmósfera.

Calcular: a) la presión total del ventilador; b) la potencia que hay que suministrar al eje del ventilador si el rendimiento global de éste es de 60%.

Datos:

Pr-int = 10 m c.a.Q = 3m3/sAE-S =1m2

PS = 100 mm c.a.PA = 740 TorrT = 30° C



= 60 %

Solución:

Δpd=0∴ vE=vS

a) Calculamos la densidad del aire en las condiciones de la entrada

ρ=Pamb

286 .9⋅T amb

donde

Pamb=740⋅133. 3324=98658 . 55N

m2

T amb=30+273 . 15=303 .15° K

sustituyendo

ρ=98658 .55286 .9⋅303 .15

=1 .1343kg

m3

ΔP tot=(PS−PE)+ρ2 (v S2−vE

2 )

La en la salida es la que indica el manómetro y la presión a la entrada se considera como cero

ΔPest=100mmc .a .=(0 . 1)(100 )( 9. 81 )=981 Pa

ΔPd=ρ2 (v S2−vE

2 )

Q=vA∴ v S=QAS

=31=3m / s

la velocidad a la entrada se supondrá 0 vE=0

ΔPd=1 . 13432

(3 )2

ΔPd=5 . 104 Pa

ΔP tot=981+5.104=986 . 104 Pa

b) la potencia que hay que suministrar al eje la allaremos mediante la ecuación

Pa=QΔPtot

η tot=3⋅986. 104

0 . 6Pa=4930. 52W

20.23 Un soplete de un hogar que trabaja contra una presión estática de 8mbars. El hogar necesita 15kg de aire (=1.29kg/m3)por cada kilogramo de carbón quemado y se queman 40 toneladas de carbón por cada hora. El rendimiento total del ventilador es de 65%. La velocidad del aire impulsado es de 10m/s

calcular la potencia necesaria en el motor eléctrico para accionamiento de este ventilador

Datos

PS-PE = 8mbar=1.29kg/m3

15kgaire/1kgcarbon

40Toncarbonquemado/hr=65%vt = 10m/s

Solución:

La potencia de accionamiento esta dada por

Pa=QΔPtot

η tot (1)

en donde



ΔP tot=(PS−PE)+ρ2 (v S2−vE

2 )

PS−PE=(8mbar )=(0 . 008bar )100000Pa1bar

=800 Pa

sustituyendo los valores tenemos

ΔP tot=(800 )+ 1 .292

(10 )2=864 .5Pa

para determinar el caudal tendremos que determinar el caudal que se genera cada hora en que se queman las 40 toneladas de carbón, para esto

(1000kg )(40 )=40000kgcarbonquemado /hrplanteamos una la relación y tenemos que

1kgcarbon=15kgaire

entonces el aire generado en 1 hora es

40000 kgcarbon /hr=15kgaire1kgcarbon

=600000 kgaire/hr

Q=600000 kgaire /hr

1 . 29kg/m3=465116. 3m3/hr

Q=465116. 33600

=129. 199m3/ s

sustituyendo los valores en 1 tenemos

Pa=QΔPtot

η tot

Pa=129 .199(864 . 5)0 . 65

Pa=171834 .6W=171. 8346KW



UNIDAD III

TURBINAS

La turbina hidráulica es una turbomáquina motora, y por tanto esencialmente es una bomba rotodinámica que trabaja a la inversa.

CONTENIDO

3.1_ Definición …........…….....81

3.2_Elementos constitutivos.............................81

3.3_ Clasificación de las turbinas hidráulicas..................81

3.4_ Turbinas de acción turbinas pelton ..................…........……...85

3.5_ Turbinas de reacción: turbinas Francis y hélice .......92

3.6_ Turbinas de reacción: turbinas Kaplan Deriaz ............98

3.7_ Altura neta .....................102

3.8_ Perdidas, potencias y rendimientos .........................107

3.9_ Ecuación del tubo de aspiración ..............................109

Problemas...............................111

INSTITUTO TECNOLOGICO DE APIZACO______________________________- 19 -


INSTITUTO TECNOLOGICO DE APIZACO______________________________ - 20 -

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