Facultad de Ingenieŕıa
Escuela de Ingenieŕıa Mecánica

Diseño de juego de bancos de
prueba para caracterizar
ventiladores extractores

centŕıfugos

Trabajo final de graduación sometido a la consideración de la

Universidad de Costa Rica

como parte de los requisitos
para aspirar al t́ıtulo y grado de

Licenciatura en Ingenieŕıa Mecánica

Mariana Castillo Blandino B21511
Diego Fonseca Soĺıs B42644

Ciudad Universitaria Rodrigo Facio
Septiembre 2020



.

i



Hoja de tribunal

Este proyecto de graduación fue aceptado por la Comisión de Trabajos Finales de
Graduación de la Escuela de Ingenieŕıa Mecánica de la Universidad de Costa Rica, como
requisito parcial para optar por el grado y t́ıtulo de Licenciatura en Ingenieŕıa Mecánica.

Director de la Unidad Académica
Dr. Pietro Scaglioni Solano
Director Escuela de Ingenieŕıa Mecánica

Asesor director
Mag. Juan Gabriel Monge Gapper
Escuela de Ingenieŕıa Mecánica

Asesor interno
MSc. Raziel Farid Sanabria Sand́ı
Escuela de Ingenieŕıa Mecánica

Asesor externo
Mag. Luis Chinchilla Rodŕıguez
Gerente General OPIA Costa Rica.

Docente curso Proyecto de Ingenieŕıa Mecánica
Mag. Marco Vinicio Calvo Vargas
Escuela de Ingenieŕıa Mecánica

Por acuerdo unánime del tribunal examinador de este trabajo final de gra-
duación, se aprueba con distinción de sobresaliente, al amparo de lo establecido
en el Art́ıculo 39 del Reglamento de Trabajos Finales de Graduación.

Ponente
Diego David Fonseca Soĺıs

Ponente
Mariana Castillo Blandino

ii



Agradecimientos

A nuestras familias, el apoyo continuo que recibimos de nuestro queridos familiares es
inmensurable.

A nuestros amigos, que siempre nos inspiran a seguir mejorando como personas y pro-
fesionales.

A nuestros profesores, que nos pusieron retos y nos ayudaron en el inicio de nuestras
ingenieriles carreras. En especial a los ingenieros Juan Gabriel Monge, Luis Chinchilla y
Raziel Sanabria por guiarnos en este proyecto con tanta entrega y profesionalismo.

A los expertos en ingenieŕıa: William Sánchez, José Pablo Coto, Ernesto Quirós y Or-
lando Fonseca porque desde su experiencia profesional nos encaminaron en la toma de
decisiones técnicas.

iii



Dedicatoria

Este es el cierre de una de las etapas más importantes en mi vida y se lo dedico en
primera instancia a Dios, que me dio todas las oportunidades y herramientas para cumplir
esta meta. A mi mamá por ser motor en todo lo que emprendo, a mis hermanos por nunca
dejarme sola y a mis abuelitos que han sido la perfecta extensión de mis papás, desde la
disciplina, pero con la flexibilidad que llega con los años. Los amo.

Mariana Castillo Blandino

A todos aquellos familiares y amigos que, confiando en que seŕıa una cuestión de tiem-
po, me preguntaban constantemente cuándo concluiŕıa este trabajo. Siento haberlos hecho
esperar tanto.

Diego D. Fonseca Soĺıs

iv



Eṕıgrafe

¿Cuál es el color del viento?.

Antiguo koán zen, sin fecha.

v



Índice general

Hoja de tribunal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ii
Agradecimientos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . iii
Dedicatoria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . iv
Eṕıgrafe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . v
Índice de ilustraciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xii
Índice de cuadros . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xiii
Simboloǵıa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xiv
sub́ındices . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xv
Abreviaturas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xvi
Resumen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . xvii

1. Introducción 1
1.1. Descripción general . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1
1.2. Objetivos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.2.1. Objetivo general . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1
1.2.2. Objetivos espećıficos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

1.3. Justificación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2
1.4. Antecedentes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3
1.5. Alcance y limitaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

2. Marco Teórico 5
2.1. Dinámica de fluidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.1.1. Densidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5
2.1.2. Viscosidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7
2.1.3. Presión estática y presión dinámica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8
2.1.4. Flujo volumétrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9
2.1.5. Naturaleza del flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10
2.1.6. Potencia hidráulica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.2. Efectos de sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12
2.3. Ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17

2.3.1. Ventiladores de flujo axial . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 17
2.3.2. Ventiladores centŕıfugos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

vi



ÍNDICE GENERAL

2.3.3. Ventiladores de flujo mixto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21
2.3.4. Otros tipos de ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22
2.3.5. Curvas de operación de ventiladores y curvas del sistema . . . . . . 25
2.3.6. Leyes de similitud de ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
2.3.7. Indicadores de rendimiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

2.4. Caracterización de sistemas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29
2.4.1. Recintos simples . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30
2.4.2. Unidades centrales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31
2.4.3. Unidades manejadoras de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32

2.5. Instrumentación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33
2.5.1. Control de variables de proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33
2.5.2. Instrumentos de medida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36

2.6. Estimación de la incertidumbre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51
2.6.1. Incertidumbre aportada por la dispersión de datos tomados . . . . . 51
2.6.2. Incertidumbres aportada por la instrumentación . . . . . . . . . . . 52
2.6.3. Incertidumbres combinadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53
2.6.4. Incertidumbres expandida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55
2.6.5. Incertidumbres en la curva de operación . . . . . . . . . . . . . . . . 59

2.7. Protocolo de experimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60
2.7.1. Observaciones y realización de la prueba . . . . . . . . . . . . . . . . 60
2.7.2. Normalización de resultados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61
2.7.3. Reporte y resultados de la prueba . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62

2.8. Normas internacionales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62
2.8.1. AMCA 210 / ASHARE 90.1: Métodos de laboratorio de pruebas de

ventiladores. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62
2.8.2. AMCA 260: Métodos de laboratorio para probar ventiladores de flujo

inducido. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63
2.8.3. ISO 12759: Clasificación de eficiencia para los ventiladores. . . . . . 63
2.8.4. NEEB: Testing, Adjusting and Balancing of Building Systems. . . . 63
2.8.5. SMACNA: Sheet Metal and Air Cinditioning Contractors National

Assotiation. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

3. Metodoloǵıa y ámbito 65
3.1. Contextualización . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65
3.2. Diseño mecánico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67

3.2.1. Selección del ámbito de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 67
3.3. Consideraciones del diseño preliminar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 69
3.4. Selección de los tamaños nominales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 70
3.5. Comprobación de la validez de los tamaños seleccionados . . . . . . . . . . 72

3.5.1. Otros datos de catálogos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 74
3.5.2. Diseño del banco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 75

3.6. Cálculo, reporte e incertidumbre de la curva de operación . . . . . . . . . . 76

vii



ÍNDICE GENERAL

3.7. Análisis de rentabilidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77

4. Diseño del banco 79
4.1. Instrumentos de medición . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 80

4.1.1. Medición de flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 80
4.1.2. Temperatura en ducto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82
4.1.3. Medición de condiciones ambientales . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82
4.1.4. Medición de potencia eléctrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83
4.1.5. Recolección de datos de la prueba . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84
4.1.6. Velocidad de rotación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85

4.2. Instrumentos de variación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86
4.2.1. Válvula estranguladora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86

4.3. Ductos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87
4.3.1. Longitud de las partes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87
4.3.2. Piezas de transformación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88
4.3.3. Juntas y ĺımites de operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89

4.4. Soporteŕıa y ajuste de altura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91
4.4.1. Soporte de conjunto ventilador y motor . . . . . . . . . . . . . . . . 91
4.4.2. Soporte de ductos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92

4.5. Otros elementos de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93
4.5.1. Mangueras neumáticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93
4.5.2. Base . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93
4.5.3. Conexión del banco al ventilador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94

5. Curva de operación 95
5.1. Medidas y cálculos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95

5.1.1. Densidad del aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 96
5.1.2. Flujo volumétrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97
5.1.3. Presión total . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97
5.1.4. Potencia y eficiencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 99
5.1.5. Reporte de la curva en condiciones de aire estándar . . . . . . . . . 99

5.2. Estimación de la incertidumbre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100
5.2.1. Errores de instrumentación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100
5.2.2. Incertidumbres combinadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102

6. Análisis de rentabilidad económica 111
6.1. Costos iniciales y costos fijos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 111
6.2. Costos variables . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 113
6.3. Escenarios de rentabilidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 113

6.3.1. Abril, 2020 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 115
6.3.2. Ensayos con alto costo, ₡287 875 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 115
6.3.3. Durante la pandemia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 116

viii



ÍNDICE GENERAL

6.3.4. Ensayos con alto costo, ₡292 605 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 117

7. Conclusiones 118

8. Recomendaciones 121

Bibliograf́ıa 127

Anexos 128
Anexo A.1. Curvas de incertidumbres de los bancos de 12 y 18 pulgadas . . . . . 128
Anexo A.2. Fichas técnicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 135
Anexo A.3. Cotizaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 171
Anexo A.4. Planos constructivos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 180

ix



Índice de figuras

2.1. Representación gráfica de la comparación de dos puntos de un flujo. . . . . 9
2.2. Desarrollo del flujo de aire después del ventilador. . . . . . . . . . . . . . . . 13
2.3. Posiciones de codo en la salida de un ventilador. . . . . . . . . . . . . . . . 14
2.4. Efecto del amortiguador de álabes paralelos y opuestos en las ĺıneas de flujo. 15
2.5. Efecto la geometŕıa de la toma de aire del ducto de entrada sobre el flujo de

aire. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 15
2.6. Configuración de un codo afectando la entrada de aire al ventilador. . . . . 16
2.7. Efecto sistema de un vórtice. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16
2.8. Componentes del ventilador axial. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 18
2.9. Componentes del ventilador axial de hélices. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19
2.10. Componentes del ventilador tuboaxial y de ĺınea. . . . . . . . . . . . . . . . 20
2.11. Ventilador centŕıfugo convencional. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21
2.12. Ventilador de flujo mixto. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22
2.13. Ventilador impulsor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22
2.14. Ventilador extractor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
2.15. Impulsor-Extractor. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
2.16. Ventilador de pared. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
2.17. Ventilador de chorro. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24
2.18. Componentes del ventilador de turbina regenerativa. . . . . . . . . . . . . . 25
2.19. Ejemplo de la curva de operación del ventilador . . . . . . . . . . . . . . . . 26
2.20. Ejemplo de la curva de operación y eficiencia del ventilador. . . . . . . . . . 26
2.21. Punto de operación del ventilador y el sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . 27
2.22. Sistema tipo split. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31
2.23. Unidad tipo paquete. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32
2.24. Componentes de una unidad manejadora de aire. . . . . . . . . . . . . . . . 33
2.25. Tipos de estrangulador para control de flujo volumétrico . . . . . . . . . . . 34
2.26. Ejemplo de un variador de frecuencia y un ventilador tubo axial. . . . . . . 35
2.27. Anemómetro de paletas con lector digital. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37
2.28. Anemómetro de hilo caliente. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37
2.29. Geometŕıa básica de un tubo Pitot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 39
2.30. Manómetro de columna de ĺıquido. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40

x



ÍNDICE DE FIGURAS

2.31. Manómetro de Bourdon. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 40
2.32. Manómetro de diafragma. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41
2.33. Termómetro de mercurio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42
2.34. Termopar. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42
2.35. Termómetro de resistencia eléctrica. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43
2.36. Barómetro de mercurio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44
2.37. Barómetro aneroide. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44
2.38. Higrómetro mecánico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45
2.39. Higrómetro eléctrico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46
2.40. Dinamómetro de fuerzas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46
2.41. Dinamómetro de torque. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47
2.42. Volt́ımetro ampeŕımetro digital. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47
2.43. Mult́ımetro analógico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48
2.44. Mult́ımetro digital. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 48
2.45. Tacómetro de contacto. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 49
2.46. Tacómetro óptico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50
2.47. Tacómetro digital o estroboscopio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50
2.48. Ejemplo de la representación de la incertidumbre caracteŕıstica en la curva

de la operación del ventilador. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52

3.1. Boceto del diseño preliminar del banco de medición. . . . . . . . . . . . . . 69
3.2. Cobertura del juego de bancos sobre los ventiladores. . . . . . . . . . . . . . 72

4.1. Dibujo del diseño del banco de pruebas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79
4.2. Estación de medición de flujo AIR MONITOR . . . . . . . . . . . . . . . . 80
4.3. Manómetro diferencial AIR MONITOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81
4.4. Manómetro SETRA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81
4.5. Termotransmisor para ductos Dwyer . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82
4.6. Termohigrómetro de la marca SETRA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83
4.7. Barómetro de la marca SETRA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83
4.8. Medidor eléctrico SETRA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84
4.9. Transformador de núcleo abierto SETRA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84
4.10. Esquema de toma y recolección de datos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85
4.11. Servidor de adquisición de datos y convertidor de señal OBVIUS. . . . . . . 85
4.12. Tacómetro marca General. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86
4.13. Válvula estranguladora marca Greenheck, serie VCD-33. . . . . . . . . . . . 87
4.14. Identificación de las partes del diseño final del banco. . . . . . . . . . . . . . 87
4.15. Corte transversal de la sección de transformación. . . . . . . . . . . . . . . . 89
4.16. Junta TDC entre ductos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90
4.17. Junta angular entre ductos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91
4.18. Elevador hidráulico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92
4.19. Posición de los soportes en el banco. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93

xi



ÍNDICE DE FIGURAS

5.1. Comportamiento esperado de la incertidumbre del flujo volumétrico en el
banco de 18 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 106

5.2. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la presión estática en el
banco de 18 pulgadas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 107

5.3. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la presión total en el banco
de 18 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 108

5.4. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la potencia hidráulica en
el banco de 18 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 109

8.1. Comportamiento esperado de la incertidumbre del flujo volumétrico en el
banco de 12 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 129

8.2. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la presión total en el banco
de 12 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 130

8.3. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la potencia hidráulica en
el banco de 12 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 131

8.4. Comportamiento esperado de la incertidumbre del flujo volumétrico en el
banco de 28 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 132

8.5. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la presión total en el banco
de 28 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 133

8.6. Comportamiento esperado de la incertidumbre de la potencia hidráulica en
el banco de 28 pulgadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 134

xii



Índice de cuadros

2.1. Errores máximos permisible en la instrumentación según la norma AMCA
210. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54

3.1. Cantidad de ventiladores instalados y modelos disponibles según el tamaño
de ducto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68

3.2. Selección de tamaños nominales y sus respectivas diferencia porcentual de
áreas. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

3.3. Ámbito de presiones y velocidades esperadas en las dos secciones del banco. 74
3.4. Valores de peso, potencia y dimensiones máximos esperados. . . . . . . . . . 75

4.1. Longitud de las partes según el tamaño del ducto de ajuste y tamaño del
ducto de medición. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

4.2. Ĺımites operativos máximos de cada tamaño de banco. . . . . . . . . . . . . 90

5.1. Errores máximos de la instrumentación seleccionada. . . . . . . . . . . . . . 101
5.2. Errores máximos y resolución por la lectura de la señal del canal de entrada

al servidor de datos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102

6.1. Resumen de los costos fijos del proyecto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 112
6.2. Detalle de mobiliario, equipo e instrumentación. . . . . . . . . . . . . . . . . 112
6.3. Costos variables anuales. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 113
6.4. Análisis de rentabilidad antes de la pandemia, para ensayos de costo bajo. . 115
6.5. Análisis de rentabilidad antes de la pandemia, para ensayos de costo alto. . 115
6.6. Análisis de rentabilidad durante de la pandemia, para ensayos de costo bajo. 116
6.7. Análisis de rentabilidad durante de la pandemia, para ensayos de costo alto. 117

xiii



Simboloǵıa

ρ: densidad del aire (kg/m3)
ρs: densidad del aire estándar (1,2 kg/m3)
tw: temperatura de bulbo húmedo (◦C)
td: temperatura de bulbo seco (◦C)
R: Constante del gas ideal del aire (J · kg−1 ·K−1)
pb: Presión barométrica (Pa)
ps: Presión saturada de vapor (Pa)
pp: Presión parcial de vapor (Pa)
φ: humedad relativa del aire (adimensional)
ν: Viscosidad cinemática (m2/s)
µ: Viscosidad dinámica (Pa · s)
v: velocidad del flujo (m/s)
V̇ : flujo volumétrico (m3/s)
g: gravedad local (m/s2)
z: altura medido desde un nivel de referencia (m)
pe: presión estática (Pa)
pv: presión dinámica (Pa)
pt: presión total (Pa)
Re: número de Reynolds (adimensional)
Dh: diámetro hidráulico (m)
At: área transversal del ducto x (Pa)
M : número de Mach (adimensional)
CH : carga hidrostática (Pa)
H: potencia hidráulica (W)
N : Velocidad angular (RPM)
ηt: eficiencia total
kp: Factor de compresibilidad del aire (adimensional)
Hi: potencia mecánica de entrada (W)
Wi: potencia eléctrica de entrada (W)
ηt: eficiencia total del ventilador (porcentual)
ηxt: eficiencia total del ventilador con motor (porcentual)
ηs: eficiencia estática del ventilador (porcentual)
ηxs: eficiencia estática del ventilador con motor (porcentual)
em: Incertidumbre estándar por dispersión de datos (adimensional)
n: número de mediciones efectuadas para una determinación (adimensional)
S(V ): Desviación estándar de una variable arbitraria V (las mismas que V )
E: Error máximo permitido asociada a un instrumento (adimensional)
ei: Incertidumbre estándar por error máximo del instrumento (adimensional)

xiv



er: Incertidumbre estándar por resolución (adimensional)
ec: incertidumbre combinada estándar (adimensional)
c: coeficiente de sensibilidad de la incertidumbre estándar
U : incertidumbre expandida relativa (adimensional)
eK : incertidumbre estándar relativa caracteŕıstica (adimensional)
PA: diferencia porcentual de áreas (porcentual)
RA: relación de áreas (adimensional)
De: Diámetro equivalente (pies)
f : Factor de fricción (adimensional)
De: Coeficiente de pérdidas por piezas de transformación (adimensional)
Am: Ámbito de medición del instrumento (variable)
As: Ámbito de salida analógica (variable)
Ac: Ámbito de la entrada del canal del servidor (variable)

Sub́ındices

0: Variable referida a las condiciones fuera del banco
m: Variable referida a las condiciones en la sección de medición del banco
a: Variable referida a las condiciones en la sección de ajuste del banco
d: Variable referida a las condiciones en la descarga del ventilador
1: Variable referida a la entrada del ventilador
2: Variable referida a la salida del ventilador
s: Condición estándar según norma

xv



Abreviaturas

AMCA Air Movement and Control Assotiation.

ASHRAE American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers

BIPM Bureau International des Poids et Mesures

HVAC Heating, Ventilating and Air Conditioning

IEEE Institute of Electrical and Electronic Engineers

ISO International Organization for Standardization

NEBB National Environmental Balancing Bureau

OPIA Operaciones e Ingenieŕıa de Avanzada de Centroamérica

SI Sistema Internacional de Unidades

UCR Universidad de Costa Rica

SMACNA Sheet Metal and Air Conditioning Contractors National Associaton

xvi



Resumen

Este trabajo trata sobre la caracterización de la operación de ventiladores centŕıfugos.
Se diseñó un juego de bancos de pruebas para medir la capacidades de trasiego y la po-
tencia consumida por ventiladores centŕıfugos con un ámbito de flujo volumétrico entre
0,1887 m3/s (400 ft3/min) y 9,439 m3/s (20 000 ft3/min). El banco es adaptable a varios ta-
maños de ventiladores valiéndose de secciones de ducteŕıa con instrumentación y secciones
de ajuste entre la sección anterior y el ventilador.

La selección de los tamaños de las secciones de medición y ajuste de tamaño se basaron
en un estudio de los modelos disponibles en el mercado nacional. A partir de este estudio se
definieron los parámetros de diseño para los ductos y la selección de la instrumentación. El
diseño del trabajo está fundamentado en las recomendaciones de las normas AMCA 210,
NEEB y SMACNA.

Por último, para el diseño desarrollado se presenta un estudio de rentabilidad económica
considerando que se ofrezca el servicio de la caracterización de ventiladores en la Escuela de
Ingenieŕıa Mecánica de la Universidad de Costa Rica. Además, debido a que se desarrolló
el trabajo durante la pandemia del 2020, se presentan escenarios considerando el estado
económico tanto anterior como posterior al inicio de la emergencia.

xvii



Caṕıtulo 1

Introducción

1.1. Descripción general

Se propondrá el diseño mecánico de un juego de bancos de pruebas en los cuales se pue-
dan instalar temporalmente ventiladores centŕıfugos configurados en extracción. El juego
de bancos será capaz de caracterizar ventiladores que desplacen un flujo volumétrico de en-
tre 0,1887 m3/s (400 ft3/min) y 9,439 m3/s (20 000 ft3/min) con el propósito de determinar
su curva de operación, de manera que se documente con trazabilidad metrológica la corre-
lación que guardan las variables de flujo volumétrico, diferencia de presión del ventilador,
potencia hidráulica y eficiencia mecánica. Para definir las condiciones de operación del ban-
co se consultaron expertos en el área de aire acondicionado y se analizó la oferta nacional
en este tipo de ventiladores. Las necesidades constructivas del banco, las restricciones de
diseño y exactitudes necesarias fueron definidas a partir de normas internacionales sobre
la medición de estas máquinas. Después del diseño mecánico propuesto se elaboró una gúıa
para la operación del banco de pruebas y del procesamiento e interpretación de los datos
obtenidos. Por último, se presentó un análisis de rentabilidad económica del proyecto con-
siderando que el servicio será ofrecido por la Fundación UCR como actividad de v́ınculo
externo remunerado.

1.2. Objetivos

1.2.1. Objetivo general

Diseñar un banco de pruebas que permita caracterizar la operación de ventiladores
extractores centŕıfugos capaces de desplazar aire en un ámbito de flujo volumétrico com-
prendido entre 0,1887 m3/s (400 ft3/min) y 9,439 m3/s (20 000 ft3/min).

1



CAPÍTULO 1. INTRODUCCIÓN

1.2.2. Objetivos espećıficos

Definir la geometŕıa de los ductos de los bancos, tal que abarquen un ámbito de
flujo volumétrico representativo en el páıs por oferta del mercado e instalación en
proyectos nacionales.

Confeccionar los planos de un banco capaz de medir el caudal, la cabeza dinámica y
cabeza estática del ventilador con las especificaciones necesarias para que el diseño
sea funcional.

Elaborar una gúıa para la operación del banco, la generación de las curvas de los
ventiladores y la interpretación de datos.

Realizar un análisis de rentabilidad económica del servicio de generación de curvas
de ventiladores para determinar la recuperación de la inversión inicial en un periodo
de 3 años.

1.3. Justificación

El servicio de caracterización de ventiladores como un procedimiento formal y confiable
aún no es una práctica convencional en Costa Rica porque el ajuste de estas máquinas,
de costo relativamente bajo en la industria, se hace de manera emṕırica. Además, esta
prueba sólo se realiza cuando se considera que el rendimiento del ventilador parece dar
problemas. Por ello, si la selección inicial o el diagnóstico de fallas en el ventilador se
hace sin disponer de la curva de operación, según la haya podido proveer el fabricante,
no hay manera de obtener datos confiables de rendimiento. Esto puede tener impacto en
múltiples ámbitos, entre los que se destacan el académico, industrial o comercial. Este es
precisamente el problema que el presente proyecto propone resolver mediante el diseño de
un juego de bancos de pruebas, el cual podrá luego ser ofrecido por la Universidad de Costa
Rica a diferentes áreas en donde el servicio sea necesario. A continuación se presentan tres
instancias a quienes se les puede proveer dicho servicio.

La primera instancia proviene de los productos importados que śı poseen documen-
tación sobre su rendimiento y fueron avalados por algún ente y sistema de medida que
respaldaba su capacidad. Sin embargo, si estos ventiladores traen un defecto de fabricación
y es necesario comprobar su funcionamiento, deben ser desechados o enviados al extranjero
para su estudio, pues no hay laboratorios nacionales que tengan competencias técnicas para
realizar este tipo de ensayos.

La segunda instancia tiene lugar cuando equipos importados son alterados, ya sea para
reparación o modificación, y no cumplen con los parámetros de diseño a los que se refiere la
documentación original. Después de ser enviados a un taller es posible que se desee saber
si la reparación fue exitosa y si su curva de operación es equiparable a su función original
o, en el caso de una modificación, conocer cuantitativamente los resultados de la mejora.

2



CAPÍTULO 1. INTRODUCCIÓN

Para que estos equipos modificados sean competentes en el diseño es necesario obtener su
nueva curva de operación, la cual deberá ser determinada por una institución confiable.

La tercera instancia es la fabricación nacional de ventiladores, en dónde el producto
en venta no posee la documentación necesaria para respaldar una decisión de diseño con-
fiable. No sólo implica una preferencia por productos certificados extranjeros, sino que no
hay método objetivo para los fabricantes nacionales para conocer las capacidades de su
producto o el impacto de alguna mejora. En la práctica, el desconocimiento de la curva de
operación de los ventiladores dan origen a diseños inadecuados de ventilación ya sea por un
sobredimensionamiento donde se presentan altos consumos de enerǵıa, o por instalación de
ventiladores que no satisfacen las necesidades de seguridad y salubridad en sectores como
la industria alimenticia. En ambos casos, un error sólo puede ser detectado después de su
instalación cuando se detecta una insatisfacción del cliente.

Dado que la caracterización de ventiladores no es un servicio establecido en Costa
Rica, la Universidad de Costa Rica puede ofrecerlo sin afectar a empresas que se dedican
al mantenimiento de estas máquinas. Al contrario, este trabajo podrá asegurar que la
información de los productos sea más completa para los usuarios que lo necesiten.

1.4. Antecedentes

En 1997, Ernesto Quirós construyó un banco para la caracterización de ventiladores
en la empresa SIRAC SA para la cual laboraba como ingeniero mecánico. El objetivo de
este banco consistió en verificar el desempeño de un equipo contra la curva de operación
reportada por el fabricante. La construcción y el funcionamiento de este banco no fue
documentada, por lo que no se poseen registros escritos o fotográficos del diseño. La infor-
mación adquirida fue proporcionada por medio de una entrevista realizada directamente
al ingeniero Enesto Quirós, quien actualmente labora como gerente de ingenieŕıa en SAEG
DAIKIN. Además, la Escuela de Ingenieŕıa de Mecánica de la Universidad de Costa Rica,
posee un laboratorio dedicado a pruebas hidráulica didácticas; sin embargo, no cuentan
con un banco de pruebas para medición de operación y rendimiento de ventiladores. Éste
es un servicio que no se provee actualmente por ningún ente público ni privado en Costa
Rica.

Existen normas intencionales que regulan el procedimiento de caracterización de venti-
ladores y certifican su desempeño. En el ámbito internacional, la mayoŕıa de los fabricantes
de ventiladores importados reportan una curva de operación que cumple con la norma
AMCA 210, o su equivalente ASHRAE 51. Por su parte, empresas nacionales como OPIA
Costa Rica emplean la norma NEBB para certificar sistemas completos de aire acondicio-
nado en condiciones de operación muy espećıficas como cuartos limpios. Sin embargo, este
último servicio no se enfoca en componentes individuales, como lo seŕıa el ventilador, sino
a la totalidad del sistema de ventilación.

En el páıs existen fabricantes de ventiladores, principalmente enfocados en extractores
de grasa para cocinas. Estos equipos carecen de documentación que respalde su desempeño

3



CAPÍTULO 1. INTRODUCCIÓN

ni tampoco han sido certificados por ningún ente reconocido. La construcción de estos
dispositivos se basa en experiencia práctica y no tienen acceso a un servicio que les permita
medir las capacidades de sus construcciones.

1.5. Alcance y limitaciones

Los ventiladores a los que se enfoca esta proyecto serán de tipo centŕıfugos y en posición
de extracción. La capacidad de flujo volumétrico de los ventiladores se define según con-
diciones de operación representativas en instalaciones nacionales. También, se limitará a
aquellos ventiladores que pueden ser manipulados sin necesidad de maquinaria de carga pe-
sada e instalaciones eléctricas con requerimientos de diseño de alta potencia. Además, esta
selección de ventiladores deberá poseer disponibilidad dentro del mercado nacional; ya sea
por importación o fabricación en el páıs. La metodoloǵıa de medición empleada se basará
en teoŕıa de flujo incompresible, por lo que cambios de densidad en el flujo impulsado por
el ventilador se considerarán únicamente para efectos de calibración de los instrumentos.
Por último, la construcción del banco de pruebas no será parte de este trabajo, pero si se
desarrollará la documentación, planos, indicaciones y un procedimiento de medición.

4



Caṕıtulo 2

Marco Teórico

2.1. Dinámica de fluidos

Para una correcta caracterización de los ventiladores es necesario un buen entendimiento
de los fenómenos f́ısicos involucrados en el proceso de operación del banco y los instrumentos
de medida asociados. Por esta razón, en las siguientes secciones se presentan los conceptos
generales sobre dinámica de fluidos pertinentes a la medición de las capacidades de un
ventilador. Se tratan conceptos hidráulicos, simplificaciones aerodinámicas justificadas y
los efectos del sistema de ducteŕıa sobre la operación de ventiladores. Las ecuaciones para
la cuantificación de las variables aerodinámicas fueron tomadas de la norma AMCA 210, la
cual está dirigida espećıficamente a estandarizar los ensayos de laboratorio para determinar
las capacidades aerodinámicas de ventiladores. Sin embargo, las ecuaciones de esta norma
fueron complementadas con otras fuentes cuando fue necesario para cumplir los objetivos
del proyecto.

2.1.1. Densidad

En cualquier sustancia macroscópica, se denomina densidad ρ a la distribución de la
masa de dicha sustancia en un volumen definido. Esta propiedad es determinada por la
composición y distribución de la sustancia en estudio a condiciones ambientales; y en el
caso de la densidad del aire depende de la presión, la humedad y la temperatura [12]. La
norma AMCA 210 establece que para calcular el valor de la densidad atmosférica del aire
(ρ0) se empleen las ecuaciones 2.1, 2.2 y 2.3. La ecuación 2.1 es válida como temperaturas
de bulbo húmedo de entre 4 ◦C a 32 ◦C[39].

ps = 3,25tw0
2 + 18,6tw0 + 692 (2.1)

pp = ps − pb
( td0 − tw0

1500

)
(2.2)

5



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

ρ0 =
pb − 0,378pp

R(td0 + 273,15)
(2.3)

Donde:

td0: Temperatura de bulbo seco en ◦C.

tw0: Temperatura de bulbo húmedo en ◦C.

pb: Presión barométrica en Pa.

ps: Presión saturada de vapor en Pa.

pp: Presión parcial de vapor en Pa.

R: Constante de gas ideal del aire con un valor de 287,1 J · kg−1 ·K−1.

ρ0: Densidad atmosférica del aire kg/m3.

Sin embargo, muchos sensores ambientales modernos no miden la temperatura de bulbo
húmedo. En cambio, son capaces de medir la humedad relativa del aire φ, la cual es la razón
de masas entre la humedad del aire y la máxima humedad que el aire es capaz de contener
a la misma temperatura de bulbo seco[38]. Esta variable puede ser expresada como una
razón de masas o una razón de presiones parciales como se observa en la ecuación 2.4.

φ =
pp
ps

(2.4)

La Gúıa para la calibración de los instrumentos para pesar de funcionamiento no au-
tomático de SIM[17] provee una ecuación para calcular la densidad del aire en función de la
presión barométrica, la temperatura de bulbo seco y la humedad relativa como se observa
en la ecuación 2.5. Ésta ecuación es válida para un ámbito de temperatura entre 0 ◦C a
27 ◦C; un ámbito de humedad relativa entre 20 % a 80 % y una presión barométrica entre
600 hPa a 1100 hPa.

ρ0 =
0,348 444pb − φ(0,002 52td0 − 0,020 582)

td0 + 273,15
(2.5)

Para efectos prácticos de diseño, se han definido valores de densidad estándar que
permiten comparar las capacidades de diferentes máquinas aerodinámicas en las mismas
condiciones de operación. En el caso de la norma AMCA[39], la densidad de aire estándar
(ρs) corresponde a 1,2 kg/m3 reportada a una presión atmosférica de 101,325 kPa, humedad
relativa del 50 % y temperatura de bulbo seco de 20 ◦C. Los resultados del rendimiento de
un ventilador deben ser calculados en las condiciones durante la prueba para luego ser
trasladados a condiciones de densidad estándar. Para calcular la densidad dentro de un
ducto la norma AMCA facilita la ecuación 2.6. Esta ecuación se basa en la ley de gases
ideales para establecer una relación entre dos valores de densidad considerando cambios en

6



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

la presión y temperatura. En esta ecuación se define x como la sección transversal arbitraria
del ducto en la cual se desea conocer la densidad (ρx) para establecer la relación entre el
punto de medición y el ambiente.

ρx = ρ0

[
td0 + 273,15

tdx + 273,15

][
Psx + pb

pb

]
(2.6)

Donde:

ρx: Densidad del aire en la sección transversal x en Pa.

td0: Temperatura atmosférica de bulbo seco en ◦C.

tdx: Temperatura de bulbo seco en la sección x del ducto en ◦C.

Psx: Presión estática de la sección x en Pa.

La norma AMCA 210 establece que para calcular la densidad justo en la succión o
descarga del ventilador con la ecuación 2.6 se debe emplear la presión total de operación y
no sólo la estática.

2.1.2. Viscosidad

La viscosidad se relaciona con la resistencia al movimiento cortante de una sustancia a
fluir, y teóricamente se define como la propiedad de un fluido a resistir el desplazamiento
propiciado por una fuerza externa. Los materiales con altas viscosidad, como la miel o
grasas, son más dif́ıciles de desplazar que los materiales menos viscosos, como el agua o el
aire. Sin embargo, la viscosidad no sólo depende de la composición de un fluido, sino que este
vaŕıa dependiendo de las condiciones de presión y temperatura a la que se encuentren; por
ejemplo, manteniendo una presión constante, los ĺıquidos son generalmente menos viscosos
conforme aumentan su temperatura, mientras que los gases aumentan su viscosidad a altas
temperaturas[5].

La viscosidad presenta dos definicioens: la dinámica y la cinemática. La primera se
refiere a la viscosidad como la resistencia entre dos capas de fluido a desplazarse una relativa
a la otra cuando se aplica un esfuerzo cortante; se denota con la letra µ y sus unidades
en el Sistema Internacional de Unidades corresponden a [Pa · s]. La segunda definición de
viscosidad es la cinemática, y es una variable que permite caracterizar el comportamiento
de un fluido bajo ciertas condiciones de velocidad y geometŕıa; se denota con la letra
griega ν y sus unidades en el Sistema Internacional de Unidades corresponden a metros al
cuadrado por segundo [m2s−1]. Es posible relacionar ambas viscosidades por medio de la
densidad a través de la siguiente ecuación:

ν =
µ

ρ
(2.7)

7



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

La norma AMCA [39] recomienda la ecuación 2.8 para el cálculo de la viscosidad dinámi-
ca del aire a ser empleada para los cálculos experimentales. Sin embargo, se indica que la
densidad a 20 ◦C, que corresponde a 1,819× 10−5 Pa · s puede ser empleada para un ámbito
de temperatura de entre 4 ◦C a 40 ◦C.

µ = (17,23 + 0,048td) · 10−6 (2.8)

La norma no establece un ámbito en para el cual la ecuación anterior es válida.

2.1.3. Presión estática y presión dinámica

Para entender los conceptos de presión estática y presión dinámica es necesario partir
de la ecuación de Bernoulli; esta es una herramienta ampliamente utilizada en dinámica de
fluidos para comprender los principales componentes energéticos de un flujo. Cengel define
esta ecuación como “una relación aproximada entre la presión, la velocidad y la elevación,
y es válida en regiones de flujo estacionario e incompresible en donde las fuerzas netas de
fricción son despreciables”[12]. La ecuación se desarrolla para dos puntos de un trayecto
definido a través de una tubeŕıa, como se observa en la figura 2.1. Se expresa como la
suma de los componentes en la siguiente ecuación.

p1 +
ρv1

2

2
+ ρgz1 = p2 +

ρv2
2

2
+ ρgz2 (2.9)

Donde:

pi: Presión estática del fluido del punto i en Pa.

ρ: Densidad del fluido en todo el trayecto en kg/m3.

vi: Velocidad promedio del flujo del punto i en m/s.

g: Gravedad local en m/s2.

zi: Altura del punto de medición del fluido medido desde un nivel de referencia en m.

Si en la ecuación 2.9 se plantea en un sólo punto del trayecto se obtiene la enerǵıa
dinámica total en dicho punto, pero expresado en términos de presión. Reescribiendo la
ecuación para un solo punto del trayecto se obtiene:

p+
ρv2

2
+ ρgz = presión total (2.10)

Sin embargo, si se considera que la caracterización de ventiladores se realiza en bancos
nivelados con inclinación despreciable el término relacionado a la altura se puede despreciar.
Reescribiendo los términos restantes según su aporte se obtiene para un solo punto en el
sistema la siguiente expresión:

8



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.1: Representación gráfica de la comparación de dos puntos de un flujo (Elaboración
Propia)

(p) +
(ρv2

2

)
+��ρgz = presión total

pe + pv = pt, con pv =
(ρv2

2

)
(2.11)

Donde:

pe: es la presión estática del fluido en Pa.

pv: es la presión dinámica debida a la velocidad del flujo en Pa.

pt: es la presión total y corresponde a la suma de las presiones estática y dinámica en Pa.

2.1.4. Flujo volumétrico

El flujo volumétrico V̇ es definido como “El volumen del fluido que fluye a través de
una sección transversal por unidad de tiempo”[12]. Corresponde a la medida de la taza de
trasiego volumétrico y, para un fluido restringido por un ducto o tubeŕıa, se pude expresar
en términos de su distribución de velocidad (vn) y diferencial de área transversal (dAt)
integralmente como:

V̇ =

∫
Ac

vndAc

Sin embargo, si la distribución de velocidad se trata estad́ısticamente con su promedio
(vprom), entonces su producto con la totalidad del área transversal (At) da como resultado
el flujo volumétrico.

V̇ = vpromAt (2.12)

9



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

La norma AMCA 210[39] presenta un método para obtener el flujo volumétrico en
ductos por medio del muestreo de presiones dinámicas (pv) pues, como se mencionó en su
apartado, esta presión está directamente relacionada a la velocidad del fluido. A partir de
n mediciones de presión dinámica del aire se deben sumar los aportes de cada medición
siguiendo la siguiente ecuación:

pvprom =

(∑√
pvn
n

)2

(2.13)

Empleando la definición de presión dinámica desarrollada en la ecuación 2.11 se obtiene
la velocidad promedio vprom (m/s) en términos de la presión dinámica promedio pvprom (Pa)
y la densidad del flujo en el mismo punto de medición (ρ).

vprom =

√
2pvprom
ρ

(2.14)

Las muestras tomadas para calcular el promedio de presiones dinámicas no puede seguir
un orden aleatorio, sino que han de ser tomadas según una distribución adecuada de puntos
en toda el área transversal. Existen varias distribuciones para la toma de medidas como el
de áreas equivalentes y el logaŕıtmico que han sido ampliamiente estudiados y aceptados[43].
Una vez obtenida la velocidad de flujo obtenido en 2.14 se puede emplear en 2.12 y obtener
el flujo volumétrico en la sección de ducto en donde se realizó la medición.

2.1.5. Naturaleza del flujo

Un fluido en movimiento restringido por un elemento sólido conductor, como lo es un
tubo o un ducto, siempre asegura la dirección general de la masa; pero el fluido tendrá
libertad de movimiento internamente. El patrón de trayectoria que siga dependerá de las
caracteŕısticas en que se desarrolle el flujo, y puede tener un comportamiento desde com-
pletamente lineal y uniforme hasta uno caótico.

Para describir en qué lugar del espectro de la naturaleza del movimiento se encuentra
el fluido de estudio, se emplea el número de Reynolds. Este es un valor adimensional que
depende de las fuerzas inerciales y las fuerzas viscosas propias del fluido a caracterizar. El
número de Reynolds se define como[12]:

Re =
vpromDcρ

µ
(2.15)

Donde Dc es una longitud caracteŕıstica que, para tubeŕıas circulares, equivale al diáme-
tro del mismo; pero para otro tipo de tubeŕıa corresponde al diámetro hidráulico (Dh), el
cual relaciona el área transversal que el fluido ocupa en la tubeŕıa con el respectivo peŕıme-
tro de contacto entre fluido y tubeŕıa, este último es llamado peŕımetro húmedo (P )[12].

Dh =
4At
P

(2.16)

10



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

El número de Reynolds permite caracterizar el movimiento del fluido según su magni-
tud. A bajos valores, menores a 2300, se clasifica como flujo laminar ; mientras que altos
valores, generalmente superiores a 4000, se denomina flujo turbulento. Donde el primer
término se refiere a un patrón ordenado y lineal del movimiento interno de las part́ıculas,
mientras que el segundo corresponde a un patrón de movimiento desordenado y caótico.
Hay una región de movimiento en medio que se denomina transición el cual posee carac-
teŕısticas intermedias entre laminar y turbulento[12].

Cuando la densidad de un flujo permanece aproximadamente constante a lo largo de
todo su trayecto se puede considerar que es incompresible. Para el caso de los gases se dice
que cumplen esa condición cuando la variación de densidad es menor al 5 %, lo cual ocurre
comúnmente cuando su número de Mach es menor a 0,3[43]. Este número caracteŕıstico se
define como la relación entre la velocidad del fluido (v) y la velocidad del sonido (c) de la
siguiente forma:

M =
v

c
(2.17)

Donde c es la velocidad del sonido a temperatura ambiente y presión al nivel del mar,
su valor es de 346 m/s. Para efectos prácticos un número de Mach del 0,3 corresponde a
104 m/s [12]. Por lo que flujos de gases menores a esta velocidad se pueden considerar como
incompresibles. Sin embargo, algunos autores recomiendan un ĺımite más conservador de
60 m/s para admitir un flujo de aire como incompresible[43] con una variación de densidad
máxima permisible del 1 %. En lo que respecta al presente proyecto, y con intención de
mantener la rigurosidad de la medición, se tomará el ĺımite de 60 m/s como el criterio
correcto para distinguir un flujo incompresible.

2.1.6. Potencia hidráulica

Para desplazar un fluido es necesario introducir potencia por medio de algún elemento
mecánico como una bomba o ventilador, a la enerǵıa que el fluido recibe se le conoce como
potencia hidráulica. Esta potencia es proporcional al flujo másico desplazado (ṁ) y la
diferencia de las propiedades hidráulicas entre la entrada y salida del ventilador (CH)[12],
expresadas en la ecuación de Bernoulli (2.9). Esta diferencia entre la propiedades hidráulicas
se conoce como Carga hidrostática neta y se expresa denota como CH .

CH =

(
ps +

ρvs
2

2
+ ρgzs

)
−
(
pe +

ρve
2

2
+ ρgze

)
(2.18)

El producto de esta carga hidrostática neta y el flujo másico da como resultado la
potencia hidráulica inducida sobre el fluido (Ho).

Ho = V̇ CH (2.19)

11



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Sin embargo, como se desarrolló en la sección de presión estática y dinámica, en venti-
lación los términos de la ecuación de Bernoulli se reducen al concepto de presión total (pt)
de la ecuación 2.11. La norma AMCA-210[39] expresa la potencia del ventilador como:

Ho = V̇ ptkp (2.20)

Dónde se introduce kp como el factor de compresibilidad. Este es un factor de ajuste
que considera el efecto de la compresibilidad del aire dentro del ventilador, lo que afecta
la potencia aplicada al aire. Para determinar este factor se emplea la ecuación 2.21; esta
depende los factores adimensionales x y z de las ecuaciones 2.22 y 2.23.

kp =
( ln (1 + x)

x

)( z

ln (1 + z)

)
(2.21)

x =
pt

pte + pb
(2.22)

z =
(γ − 1

γ

)( Hi/V̇

pte + pb

)
(2.23)

Donde pte corresponde a la presión total a la entrada del ventilador en Pa, V̇ es el flujo
volumétrico en m3/s y Hi es la potencia de medida de entrada al ventilador en watt, que
puede ser eléctrica o mecánica. Para efectos de aire, se puede emplear una relación entre
calores espećıficos γ de 1,4[39].

2.2. Efectos de sistema

El efecto sistema es la pérdida de la capacidad del ventilador debido a una mala insta-
lación de la ducteŕıa en zonas de entrada o salida del ventilador[9]. Es fundamental evitar
este tipo de errores de diseño para no afectar la medición de la máquina en el banco. El
efecto sistema se cataloga según la ubicación en la salida o entrada del ventilador; o según
el elemento que lo esté causando.

Ducto de descarga del ventilador. El ducto de descarga del ventilador abarca
desde la salida del ventilador hasta el primer elemento al cual se enfrente el flujo de aire.
Es necesario que el perfil de velocidades se normalice para evitar que el choque de un perfil
en desarrollo interactúe con geometŕıas que pudieran provocar una resistencia al flujo,
tales como serpentines o derivaciones. Como se observa en la figura 2.2 el perfil adquiere
una forma correcta cuando alcanza un 100 % de ducto efectivo; el largo de este desarrollo
depende del ventilador pero se recomienda un valor de entre un 1,5 diámetros de ducto
para velocidades bajas, y hasta 6 diámetros de ducto en velocidades cercanas a los 30 m/s
[9]. Para efectos de diseño se considera lejos del ventilador a una distancia del 100 % de
ducto efectivo.

12



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.2: Desarrollo del flujo de aire después del ventilador ([9], fig 6-32).

En el desarrollo del ducto es necesario considerar las piezas como difusores o contrac-
ciones empleados para ajustar el tamaño del ducto al ventilador, ya sea en la entrada o
salida. El efecto sistema que provoca este elemento se debe al cambio total en el área de
transversal y lo abrupto de este cambio. Por esta razón, las normas NEBB y AMCA 210
recomiendan limitaciones de diseño que aseguren una transición suave de una área transver-
sal de ducto a otra[9]. Según la norma AMCA 210 el ángulo de apertura de cualquier pieza
de transición no debe ser mayor a 15° para contracciones ni mayor a 7° para difusores[39].
La norma también especifica que la relación de áreas en estos elementos de transformación
en la salida del ventilador no puede ser superior al ±5 %; mientras que en la entrada el
cambio no puede ser mayor a +12,5 % ni menor al -7,5 %. Sin embargo, ni la norma AMCA
210 ni la norma NEEB limita la relación de áreas de una pieza de transformación lejos de
la entrada o descarga de un ventilador.

Codos a la salida del ventilador. El efecto de los codos sobre la operación del ven-
tilador generalmente sólo se estudia para perfiles de velocidades uniformes, por lo que si
el perfil de velocidades que interactúa con la entrada del codo no es uniforme el efecto
sistema será mucho mayor. La magnitud del efecto del codo depende principalmente del
porcentaje de ducto efectivo desarrollado, la orientación respecto a la salida del ventilador
y el la relación de áreas entre el ventilador y el ducto. Si el flujo de aire se ha desarrollado
en ducto suficientemente lago, es decir un 100 % de ducto efectivo, el efecto de los codos es
despreciable. El efecto de la posición relativa del codo respecto al ventilador vaŕıa debido
a la dificultad del flujo al cambio en la dirección, en la figura 2.3 se presentan las confi-

13



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

guraciones con que el codo podŕıa instalarse respecto al ventilador ventilador.

Figura 2.3: Posiciones de codo en la salida de un ventilador ([9], fig 6-33).

Entre estas configuraciones las que más afectan el sistema son la posiciones C y D
debido a la oposición de la inercia del flujo; la posición A presenta la menor perturba-
ción. También puede considerarse que las paletas gúıas en los codos que reciben un perfil
no uniforme de velocidades puede postergar este perfil a posteriores elementos y causar
perturbaciones[9]. Sin embargo, para asegurar la calidad de la medición es preferible que
el uso de codos sea evitados completamente en un banco de medición.

Amortiguadores de control flujo. Estos accesorios amortiguadores, también cono-
cidos como compuertas o dámpers, generalmente son instalados en la ducteŕıa o en la salida
del ventilador[9] y son empleados para la regulación del flujo del aire por medio de álabes
móviles que pueden ser paralelas o opuestas como se observa en la figura 2.4. Cuando
los amortiguadores de álabes paralelos en ductos están parcialmente cerrados provocan un
perfil de velocidades irregular que podŕıa afectar seriamente el flujo de aire; es por esto que
se recomienda el uso de álabes opuestos en las cercańıas de los ventiladores. Para ventila-
dores centŕıfugos la norma NEEB recomienda emplear álabes perpendiculares a el eje del
ventilador para disminuir el efecto del mismo[9].

Ducto de entra al ventilador. La forma del ducto de entrada hacia un ventilador
puede afectar su desempeño dependiendo de la dificultad que el aire experimente al in-
troducirse en el sistema. En la figura 2.5 se presentan varias configuraciones comunes

14



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.4: Efecto del amortiguador de álabes paralelos y opuestos en las ĺıneas de flujo
([9], fig 6-35).

en sistemas de ventilación; estas afectan considerablemente la turbulencia generada en la
entrada dependiendo si es un ducto largo (a), un entrada sin ducto (d) o una campana con
un cambio suave (f). Las entradas abruptas sin cambios suaves o aquellas causadas que pro-
vocan un efecto de vena contracta causan un efecto sistema que afecta considerablemente
el desempeño del ventilador[9].

Figura 2.5: Efecto la geometŕıa de la toma de aire del ducto de entrada sobre el flujo de
aire ([9], fig 6-39).

Codos y ductos de entrada al ventilador. El paso de aire a través de los codos,
principalmente aquellos que se aproximan o sobrepasan los 90°, provocan un perfil no
uniforme a su salida. Si un codo se instala próximo a la entrada de un ventilador el perfil
de velocidades no uniforme del flujo causa un régimen altamente turbulento en el impulsor
del ventilador que afecta su desempeño. Este tipo de configuración codo-ventilador se ilustra
en la figura 2.6.

15



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.6: Configuración de un codo afectando la entrada de aire al ventilador ([9], fig
6-40).

Si se permite al flujo saliente del codo desarrollarse por suficiente distancia, de 3 a 8
diámetros de ducto dependiendo de las velocidades, el efecto del codo sobre la operación
del ventilador se hace despreciable.

Vórtice de entrada. Una configuración de un codo cerca de la entrada del ventilador
como la que se observa en la figura 2.7 provoca un vórtice a la entrada para la cual el
impulsor no fue diseñado; ya sea para ventiladores centŕıfugos o axiales la entrada de aire
debe ser axial.

Figura 2.7: Efecto sistema de un vórtice en el mismo sentido (izquierda) y a sentido con-
trario (derecha) al impulsor([9], fig 6-45).

El efecto del vórtice sobre el desempeño del ventilador depende de la intensidad y direc-

16



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

ción del giro. Si el vórtice gira en el mismo sentido que el impulsor la presión que es capaz
de levantar el ventilador se disminuye. Sin embargo, en el caso contrario donde el giro del
vórtice se opone al sentido del impulsor entonces la presión levantada va a aumentar, a
expensas de un consumo considerablemente mayor de enerǵıa en la potencia de entrada [9].
Para evitar la generación de estos vórtices se suelen emplear un rectificador de flujo, los
cuales fuerzan al aire a pasar por celdas paralelas al ducto para alinear el flujo. Sin embar-
go, al igual que en los codos de en la salida es preferible evitar este tipo de construcciones.

Otras causas del efecto sistema. Además de las más comunes mencionadas anterior-
mente, existen múltiples configuraciones y geometŕıas que pueden afectar el desempeño del
ventilador por la perturbación de la inercia del movimiento del fluido con la geometŕıa con
la que interactúa. Estas configuraciones pueden incluir el recinto que alberga el ventilador,
válvulas o filtros a la entrada, e incluso los accesorios de transmisión de potencia como ejes
y fajas que por diseño corten el flujo de aire entrante o saliente. Para no afectar el desem-
peño del ventilador, es mejor evitar estas configuraciones, especialmente en un sistema de
medida con un espacio controlado en el cual se desea la menor cantidad de perturbaciones
en la uniformidad del flujo.

2.3. Ventiladores

La aplicación de enerǵıa es necesaria para superar las pérdidas por presión en los di-
ferentes sistemas, para proveer esta enerǵıa se emplean ventiladores. A continuación se
presentan dos criterios de clasificación: por trayectoria del aire y otros ventiladores impor-
tantes en el mercado; después se procede a explicar las curvas de operación del sistema y
de los ventiladores, continuando con las leyes de similitud y se concluye presentando tres
indicadores de rendimiento.

2.3.1. Ventiladores de flujo axial

Los ventiladores axiales se caracterizan porque el flujo sigue la dirección del eje, es
decir no cambia de dirección. Este tipo de ventiladores son apropiados para mover mucho
volumen de aire a baja presión. Por tanto, se emplean para trasiego de aire de forma libre, es
decir, sin ductos. Estos ventiladores se dividen en tres grupos: axiales de hélice, tuboaxiales
y axiales de ĺınea. La figura 2.8 presenta los componentes de los ventiladores axiales[53].

17



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.8: Componentes del ventilador axial [53].

Ventilador axial de hélices: Este tipo de abanico es ideal para movilizar grandes
volúmenes de aire y con poca o nula diferencia de presión estática. Generalmente, se colocan
cerca de una fuente de calor para expulsar el aire caliente hacia el exterior[53].

Ventilador tuboaxial: Las aspas de los ventiladores tuboaxiales se encuentran dentro
de una carcasa ciĺındrica. Estas aspas generalmente tienen la forma de una superficie de
sustentación para ayudar con el movimiento del aire. El diámetro del eje puede ser del 30 %
al 50 % del diámetro exterior de la aspa. La carcasa está conectada al ducto de alimentación
y también contiene el soporte del motor. Estos ventiladores se usan en condiciones que
requieren presiones estáticas moderadas (más altas que las requeridas para los ventiladores
de hélice). A la izquierda de la figura 2.10 se muestra este tipo de ventiladores[53].

Ventilador de ĺınea o de paletas El ventilador axial de ĺınea posee una carcasa que
contiene las aspas orientadas paralelas al flujo de aire, las cuales se utilizan para recuperar
la velocidad del flujo de aire tangencial a las aspas del ventilador para convertirla en presión
estática. Esta velocidad de flujo de aire tangencial no se recupera como presión estática en
los ventiladores de hélices y tuboaxiales, siendo la principal diferencia con respecto a los
ventiladores de ĺınea. También cabe resaltar que el diámetro del eje de un ventilador de
este tipo es mayor que el de los tuboaxiales, siendo del 50 % al 80 % del diámetro exterior
del aspa, este abanico se emplea para condiciones de alta presión estática. A la derecha de
la figura 2.10 se muestra este tipo de ventiladores[53].

18



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.9: Componentes del ventilador axial de hélices[53].

2.3.2. Ventiladores centŕıfugos

En un ventilador centŕıfugo el aire se introduce en un impulsor giratorio y se descarga
radialmente desde las aspas del ventilador al recinto. El flujo de aire resultante es perpendi-
cular a la rotación axial o paralelo al movimiento de las aspas. En este tipo de ventiladores
la carcasa se utiliza para dirigir el flujo de aire a la ubicación deseada[53].

Hay numerosos tipos de ventiladores centŕıfugos convencionales y en todos el recorrido
del flujo a través del ventilador es básicamente el mismo, la diferencia radica en la con-
figuración de los álabes. La figura 2.11 representa al ventilador centŕıfugo convencional
en la parte inferior, mientras que en la parte superior de la misma se detallan las tres
configuraciones más empleadas.

Ventilador centŕıfugo con aspas curvadas hacia atrás: Poseen eficiencias leve-
mente más bajas en comparación con otros centŕıfugos comunes. Estas aspas son más
adecuadas para manejar aire contaminado porque son de un solo espesor. Esta caracteŕısti-
ca permite la fabricación en un material más pesado que resista los efectos de las aspas del
ventilador por el aire contaminado[53].

Ventilador centŕıfugo con las aspas inclinadas hacia atrás: Tienen menor resis-
tencia estructural y eficiencias. Se pueden producir fácilmente debido a la eliminación de
la curvatura de la cuchilla[53].

Ventilador con las aspas curvadas hacia adelante: Producen velocidades de flujo
de aire más altas que otros ventiladores centŕıfugos de igual tamaño y velocidad. Esto

19



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.10: Componentes del ventilador tuboaxial y de ĺınea [53].

permite que el ventilador sea más compacto que otros tipos de ventiladores centŕıfugos.
Estos ventiladores se utilizan a menudo en hornos, acondicionadores de aire y enfriamiento
de equipos de electrónicos[53].

Ventilador centŕıfugo con álabes radiales: Se caracterizan por ser resistentes y
autolimpiables, pero tienen una eficiencia baja. Son adecuados para flujos de aire que
contienen humos corrosivos y part́ıculas[53].

20



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.11: Ventilador centŕıfugo convencional [53].

2.3.3. Ventiladores de flujo mixto

Los ventiladores centŕıfugos axiales, también llamados ventiladores centŕıfugos tubula-
res o centŕıfugos en ĺınea, usan un ventilador centŕıfugo para mover el aire en una configu-
ración en ĺınea. Para lograr esto, el aire fluye hacia la entrada y hace un giro de 90◦ en la
paleta del ventilador, se desplaza radialmente a lo largo de la hoja y en la punta hace otro
giro de 90◦ para dirigir el aire a la salida. En la figura 2.12 se identifican los componentes.
Estos ventiladores se instalan fácilmente en ĺınea con los conductos y producen más presión
estática que los ventiladores axiales de ĺınea del mismo diámetro y velocidad. Sin embargo,
su eficiencia mecánica es menor debido a los dos giros de 90◦ requeridos del flujo de aire[53].

21



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.12: Ventilador de flujo mixto [53].

2.3.4. Otros tipos de ventiladores

A continuación, se van mencionar algunos ventiladores que no entran dentro de la
clasificación teórica expuesta, pero son ampliamente conocidos en el mercado.

Impulsores:. Son ventiladores de entrada libre, es decir la toma de aire se realiza del
exterior y la boca de descarga debe estar conectada a un ducto[26]. En la figura 2.13 se
muestra un ejemplo de un ventilador extractor.

Figura 2.13: Ventilador impulsor [26].

Extractores:. Ventiladores de entrada entubada, los cuales poseen la aspiración de aire
conectada a un ducto y la boca de descarga de aire está conectada a un espacio abierto[26].
En la figura 2.14 se muestra un ejemplo de un ventilador extractor.

22



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.14: Ventilador extractor [26]

Impulsores-Extractores:. Este tipo de ventiladores se caracteriza porque tanto la
toma como la descarga del aire están conectadas a un ducto[26]. En la figura 2.15 se
muestra un ejemplo de un ventilador extractor.

Figura 2.15: Impulsor-Extractor[26].

Ventilador de pared:. Son simples extractores empotrados en una pared y tienen
como propósito trasladar el aire entre dos recintos diferentes, separados por una pared[26].
En la figura 2.16 se muestra un ejemplo de un ventilador extractor.

Figura 2.16: Ventilador de pared[26].

Ventilador de chorro:. Se emplean cuando se requiere que el flujo de aire se dirija a
un punto espećıfico, son de fácil colocación y operación [26]. En la figura 2.17 se muestra

23



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

un ejemplo de un ventilador extractor.

Figura 2.17: Ventilador de chorro[26].

Ventilador con turbina regenerativa:. En los ventiladores de este tipo el aire ingresa
a través de la brida de admisión y es forzado al interior del sistema por las paletas del rotor,
el cual gira acoplado directamente al eje del motor eléctrico. Al ingresar a la cámara del
rotor, el aire es acelerado en dirección radial y hacia adelante, debido a la acción de la
fuerza centŕıfuga y al giro del rotor. Esto da origen a un flujo toroidal entre la cámara de
forma anular o canal lateral que envuelve el rotor, y las sucesivas cavidades existentes entre
las paletas [8].

Cada vez que el aire es empujado hacia el canal lateral y retorna a una nueva cavidad
del rotor, se produce una ganancia o incremento en la presión; esto se repite sucesivas
veces hasta que finalmente es descargado al exterior. Gracias a este principio, es posible
obtener valores de vaćıo o presión comparables a los de las máquinas centŕıfugas de etapas
múltiples, con un equipo compacto y de reducidas dimensiones. En la figura 2.18 se
muestra un ejemplo de un ventilador extractor.

24



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.18: Componentes del ventilador de turbina regenerativa. (Elaboración Propia)

2.3.5. Curvas de operación de ventiladores y curvas del sistema

Las curvas de operación de los ventiladores son una herramienta gráfica que permi-
te determinar el comportamiento del ventilador ante diferentes condiciones de demanda
del sistema al cual abastece de enerǵıa. En estas curvas se gráfica la presión estática del
ventilador (ps) en el eje de las abscisas contra el flujo volumétrico (V̇ ) en el eje de las
ordenadas, como se observa en la figura 2.19. La presión del ventilador (sea estática,
dinámica o total) hace referencia a la diferencia de presión entre la entrada y la salida del
ventilador, lo que equivale al aporte energético del ventilador. También es común que en
el eje de las ordenadas el flujo volumétrico sea representado como un porcentaje del flujo
nominal indicado por el fabricante[9]. Generalmente, las curvas tienen un comportamiento
descendiente a altos flujos volumétricos, en donde la mayor parte del aporte energético es
en el trasiego de fluido y no en la presión necesaria para vencer la resistencia del sistema
de ductos en el que se instale.

En las curvas de operación también pueden ser representadas otras variables de la
operación; como la potencia consumida, la eficiencia total y la eficiencia estática. Y al
igual que la presión estática, las curvas de estas variables son graficadas en función del
flujo volumétrico. Se presenta la figura 2.20 como ejemplo de esta representación más
completa de las curvas de operación.

Similar a la curva de operación del ventilador, un sistema de ductos posee una curva
propia para caracterizar las pérdidas de presión estática en función del flujo de aire que
está siendo trasegado por el mismo. En general estas curvas del sistema poseen un com-
portamiento ascendente debido a que las pérdidas por fricción aumentan con la velocidad
del aire, reflejada en el flujo volumétrico[12]. Además, como la curva del sistema y la del

25



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.19: Ejemplo de comportamiento común de la curva de operación de un ventilador,
los valores de las escalas fueron seleccionados arbitrariamente (Elaboración Propia)

Figura 2.20: Ejemplo de múltiples caracteŕısticas del ventilador presentadas en una curva
de operación como función del flujo volumétrico. Incluye presión total (pt), presión estáti-
ca (ps), eficiencia total (ηt), eficiencia estática (ηs) y potencia consumida (H). Escalas
arbitrarias para ilustración (Elaboración Propia).

ventilador dependen del mismo caudal, se pueden graficar una sobre la otra; y al hacerlo se
puede encontrar el valor del flujo volumétrico en dónde la presión estática demandada por
el sistema y la aportada por el ventilador son iguales. A este punto se le conoce como punto
de operación y corresponde al punto de equilibrio entre demanda y consumo de enerǵıa a
la cual el sistema operará[9]. Un ejemplo de la curva del sistema y el punto de operación
se presenta en la figura 2.21.

Cuando se conoce el flujo volumétrico del punto de operación se puede obtener el

26



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.21: Ejemplo de curvas de ventilador y sistema con su respectivo punto de operación
de un sistema. Los valores de las escalas fueron seleccionados arbitrariamente. (Elaboración
Propia)

rendimiento y la potencia consumida por el ventilador de sus respectivas curvas, como la
presentadas en la figura 2.20. Las curvas de operación son espećıficas para un ventilador
con velocidad de giro, densidad del aire y diámetro de impulsor completamente definidos;
sin embargo, estas pueden ser modificadas para obtener las curvas de operación ventiladores
con alguno de estos parámetros modificados. Para obtener estas nuevas curvas se emplean
las leyes de similitud, que se detallan en la siguiente sección.

2.3.6. Leyes de similitud de ventiladores

Cuando existe similitud entre dos operaciones de trasiego de fluido entre dos ventilado-
res o bombas, se puede relacionar cuantitativamente la operación por medio de expresiones
adimensionales de semejanza. Para poder aplicar estas relaciones es necesario que exista
cierta similitud, la cual puede cumplir los siguientes tres criterios[39]:

Similitud geométrica: Requiere que las razones de todas las dimensiones constructivas
correspondientes entre los ventiladores sean iguales. Incluye razones de grosor, de
rugosidad, de dimensiones lineales del flujo de aire y la igualdad de todos los ángulos
de álabes.

Similitud cinemática: Requiere que las razones de todas las velocidades correspon-
dientes entre los ventiladores sean iguales. Incluye las razones de magnitud de la
velocidad del aire y las correspondientes velocidades periféricas del impulsor; además
de la dirección y los puntos de aplicación de los vectores deben ser iguales.

Similitud dinámica: Requiere que las razones de todas las fuerzas correspondientes entre
los ventiladores sean iguales. Incluye fuerzas por elasticidad, viscosidad dinámica,

27



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

gravedad, tensión superficial y fuerzas inerciales; además la dirección y los puntos de
aplicación de los vectores deben ser iguales.

Estas leyes son conocidas con varios nombres: reglas de similitud, leyes de afinidad o
leyes de semejanza; pero todas se refieren a las mismas relaciones[12]. Para ventiladores
de flujo incompresible las leyes de similitud se conforman por cuatro relaciones[39] entre
el valor de referencia del ventilador (denotado por el sub́ındice 0) y el nuevo valor a cal-
cular (sin sub́ındice). La primera de las leyes corresponde a la eficiencia, la cual establece
que para ventiladores completamente similares bajo condiciones de flujo de aire completa-
mente similares la eficiencia del ventilador de referencia (η0) y la eficiencia convertida del
ventilador (η) es equivalente:

η = η0 (2.24)

La segunda ley de similitud corresponde a la de flujo volumétrico, se basa en el concepto
de similitud cinemática al tomar en cuenta tanto la velocidad del giro de los impulsores
(N) como su diámetro (D). La norma AMCA 210 exige corregir el valor por el cambio en
el factor de compresibilidad (kp). Aśı se obtiene una relación entre flujos volumétricos con
los cambios al diámetro y la velocidad angular como:

V̇

V̇0
=

(
N

N0

)(
D

D0

)3( kp
kp0

)
(2.25)

La tercera ley de similitud relaciona el cambio en la presión total levantada por el
ventilador con cuatro variables: el cambio en el diámetro del impulsor (D), la velocidad de
giro (N), el cambio en la densidad del aire (ρ) y el factor de compresibilidad (kp). Para
aplicar esta ley es necesario que se cumpla similitud dinámica entre la operación original
y la convertida. A diferencia de la ley anterior, los exponentes de la razón de velocidad y
diámetros son dos.

pt
pt0

=

(
N

N0

)2( D

D0

)2( ρ

ρ0

)(
kp
kp0

)
(2.26)

La cuarta ley de similitud puede ser empleada para obtener el cambio en la presión
dinámica (pv) sin necesidad de alterar los exponentes o los términos de la ecuación 2.26, de
forma que sólo se sustituye la razón de presiones totales por una de presiones dinámicas [39]
y de estos dos valores se puede obtener la presión estática según la ecuación 2.9. La última
ley de similitud, que trata sobre el cambio en la potencia requerida por para trasegar el
fluido, relaciona las tres leyes anteriores debido a que la potencia se obtiene del producto
de la presión total por el flujo volumétrico entre la eficiencia total; resulta entonces:

H

H0
=

(
V̇

V̇0

)(
pt
pt0

)
=

(
N

N0

)3( D

D0

)5( ρ

ρ0

)(
kp
kp0

)
(2.27)

28



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

2.3.7. Indicadores de rendimiento

El ventilador, como cualquier máquina, transforma un tipo de enerǵıa disponible en
otra cuya forma sea deseada. En ventilación se transforma la potencia introducida al eje
del ventilador a la potencia hidráulica con que el fluido sale del ventilador. Para cuantificar
el rendimiento se debe comparar la potencia hidráulica medida por la instrumentación en el
ducto, con una medida de alguna otra forma de potencia[5]. La norma AMCA 210 permite
reportar la eficiencia del ventilado con dos métodos; comparando la potencia hidráulica
contra la potencia mecánica al eje o contra la potencia eléctrica introducida al motor . Sin
embargo, dependiendo de cuál potencia de entrada se emplee, la eficiencia debe ser especi-
ficada como Eficiencia total del ventilador o Eficiencia total del ventilador con motor [39].

Eficiencia total del ventilador: Esta eficiencia corresponde a la transformación
mecánica del ventilador. Compara la potencia mecánica rotacional del eje del impulsor
(Hi) contra la potencia hidráulica (H) como se observa en la ecuación 2.28. La poten-
cia mecánica del eje debe ser medida con un dinamómetro calibrado que cumpla con los
requerimientos de incertidumbre mı́nimos.

ηt =
H

Hi
(2.28)

Eficiencia total del ventilador con motor: Si se estudia la transformación de po-
tencia desde el consumo eléctrico del motor hasta la salida entonces se debe reportar como
la eficiencia total del ventilador con el motor. La potencia hidráulica es la misma que en
la eficiencia anterior, pero la potencia del motor (Wi) debe ser calculada a partir de las
mediciones hechas sobre un motor eléctrico calibrado. Esta eficiencia se representa con el
sub́ındice tx y se calcula como se presenta a continuación.

ηtx =
H

Wi
(2.29)

Eficiencia estática del ventilador: Además de reportar la eficiencia de la transmisión
de enerǵıa, existe otra forma en que se suele reportar la eficiencia del ventilador llamada
Eficiencia estática del ventilador. Se representa como el producto de la eficiencia total del
ventilador, ya sea ésta con o sin motor, por la relación de la presión estática del ventilador
(ps) sobre la presión total del ventilador (pt) según se observa en las siguientes ecuaciones:

ηs = ηt ·
(ps
pt

)
(2.30)

ηsx = ηtx ·
(ps
pt

)
(2.31)

2.4. Caracterización de sistemas

En esta sección se va a detallar el tipo de sistema que se requiere para el acondiciona-
miento de aire acorde a las caracteŕısticas del recinto. En primera instancia se presentan las

29



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

unidades tipo split, las cuales son empleadas para recintos simples. Después se detallará el
funcionamiento de las unidades centrales, cuyo uso es industrial y comercial. Finalmente,
se explicará el principio de funcionamiento de las unidades manejadoras de aire.

2.4.1. Recintos simples

Algunos edificios pueden tener múltiples zonas o una sola, que necesita sistemas cen-
trales para acondicionar el espacio satisfaciendo las necesidades térmicas demandadas. Sin
embargo, otros recintos pueden tener una sola zona que requiere acondicionamiento del
aire, por ejemplo: casas pequeñas, aulas, dormitorios y apartamentos residenciales. Este
tipo de sistema se considera como recintos simples. Estos requieren sólo un punto de con-
trol conectado a un termostato, para activar el sistema aire acondicionado local. Algunos
edificios tienen múltiples sistemas locales, adecuando diferentes zonas espećıficas; sin em-
bargo, estos sistemas locales no están conectados ni integrados a los sistemas centrales. Los
siguientes sistemas se emplean para acondicionar recintos simples.

Sistemas locales de calefacción:. Son equipos simples, compuestos por una fuente
de calor y un sistema de distribución. Algunos ejemplos incluyen calentadores eléctricos
portátiles, radiadores de zócalo de resistencia eléctrica, chimeneas y estufas de leña, y ca-
lentadores de infrarrojos[50].

Sistemas de ventilación locales:. Los sistemas de ventilación locales pueden ser sis-
temas forzados utilizando dispositivos como un ventilador de ventana para permitir al flujo
de aire ingresar a una un recinto interno sin cambiar el entorno térmico de la zona. Otros
ventiladores empleados son de escritorio o de paleta, para mejorar el confort térmico del
espacio [50].

Sistemas de enfriamiento locales:. Los sistemas de enfriamiento locales pueden in-
cluir sistemas de aire acondicionado que proporcionan enfriamiento, una distribución de
aire adecuada dentro de una zona y control de humidificación, además de sistemas natura-
les de enfriamiento por convección en una ventana abierta y enfriamiento por evaporación
en fuentes[50]. Dentro de los sistemas de aire acondicionado predominan los de tipo partido
o split1.

Los sistemas split contienen dos dispositivos centrales. El condensador, ubicado en el
exterior, y el evaporador, en el interior. Ambos están conectados por tubeŕıa en la que se
traslada el refrigerante. Estos sistemas pueden contener un solo condensador y este estar
conectado a múltiples unidades de evaporadoras para servir a diversas zonas, a este tipo
de configuración se le denomina multi-split[50].

La unidad evaporadora, como en la figura 2.22, está compuesta por evaporador, ven-
tilador, filtro de aire y el sistema de control, y es la unidad que va en el interior del espacio

1Los autores usaran en este documento el término en inglés dado su extendido uso coloquial para describir
estos sistemas en algunos páıses de habla española.

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CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

a acondicionar. Por su parte la unidad condensadora tiene como propósito rechazar el calor
hacia el exterior, por esta razón que no se debe colocar en un lugar encerrado, debido a que
si se realiza de esta manera se podŕıa dar un sobrecalentamiento del equipo. Además, la
unidad evaporadora y condensadora deben de estar conectadas entre śı por una tubeŕıa de
cobre para conducir el gas refrigerante y los cables eléctricos, se debe considerar la tubeŕıa
de salida para evacuar los ĺıquidos producto de la condensación [35].

Figura 2.22: Sistema tipo split [35].
.

2.4.2. Unidades centrales

A estas unidades también se les conoce como tipo paquete y se diferencian de los sistema
para recintos simples porque incorporan ventiladores y compresores, además del evaporador
y condensador, todo en un mismo gabinete o carcasa. Estas unidades se instalan sobre el
exterior del recinto a nivel del suelo, o bien, en el techo del edificio, porque se emplea para
acondicionar recintos de gran capacidad térmica. La figura 2.23 muestra el interior de
este sistema [52].

La configuración usual de esta unidad contempla conexiones de suministro y retorno en

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CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.23: Unidad tipo paquete [52].

el frente de la carcasa y tomas para succión y descarga del condensado en los laterales y en
la parte de posterior. Su funcionamiento inicia con la succión del aire de retorno a través
del evaporador mediante de un ventilador centŕıfugo, que a su vez lo descarga como aire
de suministro por el frente. Una bandeja de condensado, debajo del evaporador, recolecta
el agua que se evapora y es dirigida a un drenaje [14].

El evaporador consta de paredes para reducir las pérdidas de calor hacia el exterior, el
filtro está generalmente localizado en el ducto de retorno. Además, se coloca una división en
el medio del evaporador y condensador para aislar las partes, disminuyendo la transmisión
de calor y ruido del aire acondicionado. El aire de retorno pasa a través del filtro, luego a
través del evaporador donde es enfriado y se expulsa al recinto acondicionado [14].

2.4.3. Unidades manejadoras de aire

La unidad manejadora es un equipo especializado en el tratamiento del aire en las
instalaciones de climatización. Se destaca en cuanto a los caudales correctos de ventilación
(aire exterior), limpieza (filtrado), temperatura y humedad [26]. En principio, esta unidad
no produce enerǵıa térmica, sino que la recibe de generadores de calor y fŕıo espećıficos
(caldera o máquina frigoŕıfica). Se presenta una represantación de estas unidades en la
figura 2.24.

Los equipos se conectan a una red de tubeŕıa para la distribución del aire, como entrada
o salida, que se construyen con material flexible con el propósito de minimizar el ruido y la
vibración. En estas unidades el ventilador y los filtros poseen mucha importancia debido
a que un filtro se encarga de retener las part́ıculas en suspensión para mejorar la calidad
del aire que se va a impulsar y el ventilador va a producir el caudal de aire para llegar
a la presión estática necesaria que permita movilizar el aire acondicionado a la red de
conductos[26].

32



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.24: Componentes de una unidad manejadora de aire[26].

En áreas con especificaciones de alta exigencia, es posible tomar una parte de aire y
recircularlo dentro del espacio para no acondicionar todo el aire suministrado y ahorrar
enerǵıa. ANSI/ASHRAE Standard 62 establece que para cuartos limpios se requiere un
extractor de aire para eliminar la tercera parte del aire inyectado a la manejadora y de
esta manera mantener una presión positiva dentro del recinto[26].

2.5. Instrumentación

La instrumentación empleada en la medición del flujo se divide según su función en
instrumentación de control e instrumentación de caracterización. La instrumentación de
control se emplea para ajustar el punto de operación del sistema; mientras que los ins-
trumentos de caracterización permiten cuantificar las capacidades y el rendimiento del
ventilador en el punto ajustado previamente por los instrumentos de control.

Por medio de este procedimiento se pueden encontrar, cuantificar y graficar los puntos
para conformar una curva de operación del ventilador. Según la norma AMCA 210 para
generar la curva desde descarga libre hasta el corte del flujo, el número de mediciones
mı́nimo que se deben realizar ha de ser 8. Si se quiere determinar sólo un punto o una
porción de la curva se debe de realizar al menos 3 mediciones.

2.5.1. Control de variables de proceso

Para seleccionar el punto de operación se puede variar la curva del sistema o la curva del
ventilador. Como se mencionó en la sección de curvas del ventilador, la curva del sistema
depende de las pérdidas de presión en el ducto; por lo que si se emplea un elemento que
pueda ajustar las pérdidas de presión que genera entonces se puede controlar el punto de
operación. esta función generalmente la cumple el estrangulador.

Si por el contrario se desea conocer el desempeño del ventilado cuando se cambia la
curva de operación es necesario modificar variables descritas en las leyes de similitud; las

33



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

cuales incluyen la densidad del aire, el diámetro del impulsor y la velocidad de giro del
ventilador. Para efectos prácticos no es posible cambiar la densidad del aire del recinto
de la prueba a conveniencia, y el tamaño del impulsor generalmente se selecciona para un
diseño de ventilador, pero la velocidad de giro del eje es fácilmente manipulable con un
variador de frecuencia.

Estrangulador: Los estranguladores, como se presentan en la figura 2.4 de la sección
de efecto sistema, son instrumentos que controlan el flujo volumétrico por medio de álabes
móviles que limitan o incluso impiden el paso del aire. Dependiendo de su construcción los
estranguladores vaŕıan el número de álabes y el método de transición de su posición abierta
a cerrada, en la figura 2.25 se presentan varios tipos de amortiguadores que suelen ser
instalados.

Figura 2.25: Tipos de estrangulador para control de flujo volumétrico: (a) estrangulador de
mariposa; (b) estrangulador de compuerta; (c) estrangulador de división; (d) estrangulador
de álabes opuestos, (e) estrangulador de álabes paralelos ([53])

De los tipos más comunes de estrangulador son los de mariposa, de compuerta y de
división. Generalmente, son de un solo álabe instalados configurados permanentemente
en el sistema para ajustar la distribución del aire por los ductos. Los estranguladores de
múltiples álabes permiten un control más suave en la deflexión del aire por lo que son
empleados comúnmente en ductos de área transversal grande. Los estranguladores pue-

34



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

den se operados manualmente, pero también existen controlados a distancia por un motor
eléctrico o una conexión neumática para variar la posición de los álabes a conveniencia [53].

Ventiladores auxiliares: También pueden ser empleados ventiladores adicionales pa-
ra variar el punto de operación del sistema, de los cuales se conozca bien su operación. Este
ventilador debe aportar suficiente presión como para disminuir la carga de presión estática
que debe sustentar el ventilador al que se le desee medir su desempeño, son especialmente
usados en ventiladores axiales. Generalmente, requerirán un control adicional y es necesario
que no generen pulsaciones en el flujo de aire[39].

Variador de frecuencia: Para mover el flujo de aire los ventilador generalmente
toman su enerǵıa de motores eléctricos que operan por inducción, a su vez estos motores
debe ser capaces de entregar la velocidad y el torque necesarios para vencer la resistencia
que el flujo ejerce para moverse. Los motores de inducción operan tal que su velocidad de
giro es proporcional a la frecuencia de la alimentación eléctrica, por lo que manipular esta
caracteŕıstica de la corriente implica manipular la velocidad de giro y esto es exactamente
lo que hace un variador de frecuencia [32]. En la Figura 2.26 se presenta un diagrama de
un variador de frecuencia conectado a un ventilador.

Figura 2.26: Ejemplo de un variador de frecuencia y un ventilador tubo axial [13]

Cuando un motor es alimentado por una acometida trifásica, el variador de frecuencia es
una buena herramienta para poder variar la curva de operación; ya que, como se observó de
las leyes de semejanza, un cambio del caudal y la presión estática dependen de la velocidad
de giro del impulsor.

35



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

2.5.2. Instrumentos de medida

Anemómetros: Los anemómetros son instrumentos empleados principalmente para la
medición del flujo volumétrico en la salida del ducto, tal como pueden ser los difusores,
rejillas, campanas, entre otros. La caracteŕıstica del aire que estos instrumentos miden vaŕıa
según su diseño; algunos miden distancia, por lo que requieren llevar la medida del tiempo
con un cronómetro; otros miden velocidad puntual, haciendo necesaria su conversión a
flujo volumétrico; sin embargo, también hay de los que miden el flujo directamente. Para
muchas de las conversiones se hace necesario conocer el factor de área efectiva de los
difusores; estos factores son especificados por los fabricantes para emplear en la medición
del flujo con anemómetros[9].

Un modelo muy usado es el anemómetro de paletas. Este anemómetro consiste en una
ligera rueda con aletas que gira en reacción al flujo de aire que lo atraviesa. El eje de esta
rueda está conectado a un tren de engranes que trasmiten el movimiento a un dial para
medir ya sea la velocidad o el desplazamiento, véase la figura 2.27. Dependiendo del ducto
a medir, los anemómetros de paletas son fabricados en diferentes tamaños para adaptarse
mejor al ducto que se desea medir.

Debido que a bajas velocidades de flujo de aire la fricción de arrastre es considerable
en el instrumento, es común que el sistema de transmisión de engranes posea una relación
de transmisión tal que aumente la velocidad. Esto causa que la corrección sea de aumento
a bajas velocidades de flujo pero de reducción a altas velocidades dónde el efecto de arras-
tre es menor. Los anemómetros electrónicos digitales actuales son capaces de promediar
la velocidades medidas en un trayecto para un tiempo especificado; por otra parte, los
anemómetros analógicos toman medidas directas para una escala especificada. También
existen los anemómetros mecánicos antiguos que miden el desplazamiento del aire por me-
dio de una dial, para estos modelos es necesario medir el tiempo con otro instrumento y aśı
obtener la velocidad. En estos últimos, se pueden realizar un trayecto sobre el área de la
rejilla a forma de promediar el flujo, pero para perfiles con cambios bruscos de velocidades
entre el centro y paredes es recomendado tomar mediciones puntuales y luego promediar
los resultados[9].

Existe también el anemómetro de hilo caliente. Este tipo de anemómetros emplean un
hilo metálico cuya resistencia eléctrica cambia según la temperatura del mismo. El hilo
es alimentado constantemente por una corriente y por eso se calienta; pero cuando es
sometido a una corriente de aire este se enfŕıa modificando aśı la conductividad, el cambio
es entonces medido por el instrumento y comparado con una escala, véase la figura 2.28.
Generalmente, este tipo de anemómetro es empleado para medir velocidades muy bajas de
flujo de aire y para su correcto uso deben ser colocados en una posición adecuada de la
rejilla o ducto a medir, esta distancia es especificada por el fabricante del instrumento. Por
último, debido a que el cable está hecho de una aleación y se calienta considerablemente,
posee las desventajas de oxidarse y no poder emplearse en ambientes con concentraciones
de sustancias inflamables[9].

Para mediciones de velocidad en túneles de viento es usual que se emplee un tubo de

36



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.27: Anemómetro de paletas con lector digital [28].

Figura 2.28: Anemómetro de hilo caliente [10].

Pitot por medio de mediciones de presiones estáticas y dinámicas; sin embargo, esta técnica
sólo permite obtener velocidades medias y no las fluctuaciones en la velocidad del viento.
No obstante, el anemómetro de hilo caliente śı permite determinar estos cambios en el perfil
de velocidades en el tiempo. La importancia de conocer las fluctuaciones de la velocidad
radica en que permiten desarrollar un modelo f́ısico del flujo turbulento atmosférico; de
tal manera que los parámetros que lo caracterizan se reproduzcan lo más fielmente posible
dentro del túnel [42]. Por tanto, este instrumento permite determinar la turbulencia del
fluido al medir las fluctuaciones en el perfil de velocidades.

Tubo de Pitot: Es un instrumento de medición de presión que normalmente se com-
pone de dos tubos de metal concéntricos que se pueden usar junto con un manómetro para
medir la presión estática, la presión total y la presión de dinámica del flujo de aire que en

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CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

un ducto; como se observa en la figura 2.29. En el proceso de medición por tubo Pitot su
lectura debe hacerse de manera cuidadosa, pues la dirección con que se fije puede alterar el
resultado. Se fabrica en varias longitudes, normalmente de 203 mm (8 pulgadas) a más de
1,52 m (60 pulgadas). En su diseño se consideraron varios efectos de perturbación del flujo.
Tienen puntas redondeadas y suaves para minimizar la turbulencia. Además, los orificios
de detección de presión estática se ubican a una distancia que neutraliza los efectos de
la punta con el cuerpo. Los tubos Pitot que miden presión estática y total son conocidos
también como tubos Prandtl, estos poseen una salida para cada tipo de presión. Al tubo
Prandtl se le puede conectar un manómetro diferencial para medir la presión dinámica [43],
siendo ésta la diferencia entre la presión total y la estática.

El tubo de Pitot, en conjunto con un manómetro, son métodos precisos y confiables
para medir las velocidades del aire y la presión de ductos en el campo. La precisión de las
lecturas de este instrumento en un ducto depende de la uniformidad del flujo de aire en
la sección transversal del mismo. Las mediciones con el tubo Pitot deben realizarse en un
tramo de conducto recto, preferiblemente de 6 a 10 diámetros de ducto corriente abajo de
cualquier codo, unión T u otros accesorios que modifiquen la dirección al flujo[9].

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CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

Figura 2.29: Geometŕıa básica de un tubo Pitot. La presión total del flujo se mide en la
punta del instrumento, la presión estática se mide en los agujeros perpendiculares al flujo
en la sección AA[9].

Manómetro: El manómetro es el instrumento empleado en la medición de la presión
en fluidos (ĺıquidos y gases) en circuitos cerrados. Miden la diferencia entre la presión real o
absoluta y la presión atmosférica, siendo este a este valor la presión manométrica. Además
se tienen valores positivos de medición para presiones por encima de la atmosférica, y
negativa para presiones por debajo de ella [12].

Manómetro de columna: Este tipo de manómetro consta principalmente de un
tubo en forma de U de vidrio o plástico que contiene uno o más fluidos, por ejem-
plo: mercurio, agua, alcohol o aceite. Para mantener las dimensiones del manómetro
dentro de ĺımites manejables se usan fluidos de alta densidad, como el mercurio, si se
prevén grandes diferencias en la presión [12]. La figura 2.30 evidencia el principio
de funcionamiento de este instrumento. Puesto que los efectos gravitacionales de los
gases son despreciables, la presión en cualquier parte del tanque y en la posición
1 tiene el mismo valor. Además, debido a que la presión en un fluido no vaŕıa en

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CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

dirección horizontal dentro del mismo sistema, la presión en el punto 2 [12].

Figura 2.30: Manómetro de columna de ĺıquido [12]

Manómetro de Bourdon: Es el manómetro empleado con más frecuencia. Su fun-
cionamiento consiste en un tubo de forma de C o espiral, la sección transversal del
tubo es ovalada, cerrado en un extremo conectado a una aguja indicadora. Cuando
un fluido entra por el tubo la presión fuerza a la forma en c o espiral a enderezarse,
este a su vez mueve el mecanismo del dial que fue escalado para relacionar la presión
del fluido con la posición de la aguja [12]. Véase la figura 2.31.

Figura 2.31: Manómetro de Bourdon [10].

Manómetro de diafragma: Este instrumento posee un diafragma de material fle-
xible de área relativamente grande, lo que implica que se deforma fácilmente. A su

40



CAPÍTULO 2. MARCO TEÓRICO

vez, este diafragma se conecta con un pistón móvil con resorte, el cual es ajustado
para alcanzar un ámbito determinado de mediciones de presión según la deformación
del diafragma. Cuenta con una aguja indicadora que va acoplada mecánicamente al
resorte para indicar la presión ante cualquier deformación que se produzca. Véase la
figura 2.32.

Figura 2.32: Manómetro de diafragma [10].

Termómetro: La temperatura es una propiedad f́ısica, generalmente se asocia a la
enerǵıa cinética de las part́ıculas de un material. El Sistema Internacional de Unidades
establece como unidad fundamental para la medición de temperatura el