Estudio y reducción del ruido del tunel de viento de baja velocidad TVIM 460-30-3.6

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(1)IM-2003-II-41. ESTUDIO Y REDUCCION DEL RUIDO DEL TUNEL DE VIENTO DE BAJA VELOCIDAD TVIM 460-30-3.6. JORGE MARIO VILLADA MEJIA. UNIVERSIDAD DE LOS ANDES FACULTAD DE INGENIERIA DEPARTAMENTO DE INGENIERIA MECÁNICA BOGOTA D.C. 2003.

(2) IM-2003-II-41. ESTUDIO Y REDUCCION DEL RUIDO DEL TUNEL DE VIENTO DE BAJA VELOCIDAD TVIM 460-30-3.6. JORGE MARIO VILLADA MEJIA. Proyecto de grado para optar para el título de ingeniero mecánico. Asesor JAIME LOBOGUERRERO Ingeniero Mecánico, MSc, Phd.. UNIVERSIDAD DE LOS ANDES FACULTAD DE INGENIERIA DEPARTAMENTO DE INGENIERIA MECÁNICA BOGOTA D.C. 2003.

(3) IM-2003-II-41. CONTENIDO. Página INTRODUCCIÓN. 1. 1. CARACTERÍSTICAS DE LA ESTRUCTURA.. 3. 2. CARACTERÍSTICAS DEL VENTILADOR. 4. 3. INTRODUCCIÓN AL SONIDO. 5. 4. FUENTES DE RUIDO. 7. 4.1. FUENTES. DE. RUIDO. PRODUCIDAS. POR. EL. MOTOR. ELÉCTRICO. 4.2. RUIDO POR VENTILACIÓN. 4.2.1. Definición de Ventiladores. 7 9 9. 4.2.1.1.. Ventiladores Axiales con Aletas Guias.. 10. 4.2.1.2.. Ventiladores Tuboaxiales.. 11. 4.2.1.3.. Ventiladores Helicoidales.. 11. 4.2.2. Ruido de frecuencia de los álabes.. 11. 4.2.3. Fuentes de Sonido en Ventiladores de Flujo Axial. 12. 4.2.3.1.. Ruido de Rotación.. 13. 4.2.3.2.. Ruido de Vórtice. 13. 4.2.3.3.. Ruido Mecánico. 13. 4.2.3.4.. Efectos de Compresibilidad. 14. 5. TOMA DE DATOS.. 15. 5.1. NORMAS TENIDAS EN CUENTA PARA LA TOMA DE DATOS.. 15. 5.2. MANERA EN QUE SE TOMARON LOS DATOS. 17. 6. ANALISIS DE RESULTADOS. 18.

(4) IM-2003-II-41. 7. SELECCIÓN DE UNA SOLUCIÓN PARA REDUCIR EL RUIDO PRODUCIDO POR EL TUNEL DE VIENTO 8. IMPLEMENTACIÓN. DE. LAS. ASPAS. 23 SERRADAS. EN. EL. VENTILADOR DEL TÚNEL DE VIENTO.. 25. 8.1. MANERA EN QUE SE REALIZARON LAS MUESTRAS.. 25. 8.2. RESULTADOS. 28. 8.2.1. Láminas Serradas. 28. 8.2.2. Láminas Rectangulares. 31. 8.2.3. Láminas Curvadas. 32. 9. RUIDO AERODINÁMICO. 39. 9.1. SEPARACIÓN DE LA CAPA LÍMITE Y FORMACIÓN DE ESTELAS.. 39. 9.2. VÓRTICES DE VON KÁRMÁN.. 40. 9.3. NÚMERO DE STROUHAL. 41. 10. CÁLCULOS DE LA FRECUENCIA DE FORMACIÓN DE VÓRTICES EN EL TÚNEL DE VIENTO.. 43. 10.1. NÚMERO DE REYNOLDS EN EL TÚNEL DE VIENTO.. 43. 10.2. NÚMERO DE STROUHAL PARA EL PERFIL UTILIZADO EN EL TÚNEL DE VIENTO.. 44. CONCLUSIONES. 46. BIBLIOGRAFÍA. 48. ANEXOS. 50.

(5) IM-2003-II-41. LISTA DE FIGURAS Pagina Figura 2.1. Angulo de ataque del perfil utilizado en el túnel de viento TVIM 460-30-3.6. de la Universidad de los Andes. Figura 3.1.. 4. Flujo del viento al pasar por un ventilador axial. a) sin aleta. guía, b) con aleta guía. Obtenido del libro “Manual de Medidas Acústicas y Control del Ruido. Figura 6.1.. 10. Espectro 1/3 de Octava de Banda del Nivel de Presión. Sonora a Diferentes Velocidades del Rotor, tomadas en la Posición 1. Figura 6.2.. Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión. Sonora, Tomadas en la Posición 2. Figura 6.3. Posición 3. Apuntando a la fuente y al frente.. 20. Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión. Sonora, Tomadas en la Posición 4. Figura 7.1.. 19. Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión. Sonora, Tomadas en la Figura 6.4.. 18. 21. Láminas Serradas para reducir ruido en equipos eólicos.. Obtenido del proyecto “Investigation of Serrated Trailing Edge”, por el grupo de investigación JOULE III.. 24. Figura 8.1. Barrido espectral 1/3 de octava de banda, utilizando láminas serradas. Velocidad del rotor 1480 rpm.. 30.

(6) IM-2003-II-41. Figura 8.2. Reducción de ruido utilizando láminas serradas, velocidad del rotor 1480 rpm.. 30. Figura 8.3. Barrido Espectral 1/3 de Octava de Banda, a una velocidad del rotor de 1480 rpm.. 31. Figura 8.4. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Rectangulares.. 32. Figura 8.5. Barrido Espectral 1/3 de Octavo de Banda, Velocidad el Rotor 1480 rpm, utilizando láminas curvadas. 33. Figura 8.6. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Curvadas. 33. Figura 8.7. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Curvadas a una velocidad de giro de 1382 rpm.. 34. Figura 8.8. Barrido espectral 1/3 de octava de banda del nivel de presión sonora, para las diferentes aplicaciones utilizadas para reducir ruido. Velocidad del rotor 1480 rpm.. 36. Figura 9.1. Comportamiento de la capa límite en diferentes puntos. En el punto c existe separación. Obtenido de “Mecánica de Fluidos” de BINDER Ray.. 39. Figura 9.2. Calle de vórtices de von kármán después de pasar por una esfera. Obtenido de “Mechanics of Fluids” MASSEY B.S.. 41.

(7) IM-2003-II-41. LISTA DE TABLAS. Página Tabla 4.1. Fuentes y métodos de control del ruido en motores eléctricos y generadores.. 8. Tabla 4.2. Frecuencia de Alabe (fB).. 12. Tabla 8.1.. Leq. En condiciones normales y utilizando láminas. rectangulares largas y cortas. Reducción de ruido para cada frecuencia del nivel sonoro. Tabla 8.2.. 37. Presión Acústica y porcentaje de reducción de esta a. velocidades de giro de 1380 y 1480 rpm, del túnel de viento en condiciones normales y utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Tabla A.1. Mediciones del nivel de presión acústica equivalente y máxima, para las dos primeras posiciones a tres diferentes velocidades del rotor. Tabla A.2. Nivel de presión sonora máxima y equivalente en las posiciones 4 y 3 apuntando al frente y a la fuente. Tabla B.1. Diferencia entre los niveles de presión sonora normales y utilizando láminas serradas largas y cortas. Tabla B.2. Porcentaje de reducción de la presión utilizando láminas serradas largas y cortas.. 38.

(8) IM-2003-II-41. Tabla B.3. Diferencia entre los niveles de presión sonora normales y utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Tabla B.4. Porcentaje de reducción de la presión utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Tabla B.5 Diferencia entre los niveles de presión sonora normales y utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Tabla B.6 Porcentaje de reducción de la presión utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Tabla C.1. Reynolds para velocidades de giro del rotor en las que se tomó medidas. Tabla C.2. Frecuencia de desprendimientos de vórtices para diferentes velocidades y longitudes de cuerda..

(9) IM-2003-II-41. INTRODUCCION. El ruido representa un importante problema ambiental para el hombre, desde tiempos pasados hasta la actualidad, sin embargo, el problema del ruido del pasado no es nada comparado con lo que es en la actualidad, en nuestros días el ruido es originario de la inmensa cantidad de autos que circulan en las calles de las ciudades, los camiones pesados y grandes medios de transporte público, el ruido producido por aviones, trenes, el ruido industrial. Además, en comparación con otros contaminantes del medio ambiente, el control de ruido no es del todo suficiente en muchos casos, debido a la falta de conocimiento público de los efectos nocivos que conlleva la exposición a él. El ruido es en la actualidad el riesgo laboral de mayor prevalencia, según la OMS, y está considerado un verdadero problema de salud pública, tanto por sus efectos auditivos como extra-auditivos. Sólo en Estados Unidos hay más de 35 millones de personas expuestos en sus trabajos. Una de las consecuencias de mayor seriedad en cuanto al ruido es que en ciertas condiciones impide un desempeño adecuado para realizar las actividades cotidianas. Por ejemplo nos impide comprender lo que dicen otras personas cuando nos hablan directamente. Según han puesto de manifiesto los asistentes al I Congreso Internacional ¿El hombre contra el medio ambiente?, organizado por la Fundación Civis y la.

(10) IM-2003-II-41. Fundación para la Gestión y Protección del Medio Ambiente (Fungesma), que se ha celebrado en Madrid. “Las personas expuestas durante largos períodos de tiempo a niveles de ruido ambiental superiores, corren el riesgo de padecer patologías físicas y psíquicas. Estrés, bajo rendimiento laboral o aumento de la presión intracraneal es el precio a pagar por vivir en las grandes ciudades.”1 En consecuencia, este proyecto busca entender las fuentes de emisión de ruido producidas por el túnel de viento de baja velocidad TVIM 460-30-3.6, del laboratorio de ingeniería mecánica de la Universidad de los Andes, el cual se diseño y construyó con el ánimo de reforzar la enseñanza y la experimentación en los campos de la aerodinámica y la mecánica de los fluidos. Para tal fin se realizaron mediciones del nivel de presión acústica equivalente, determinando las condiciones de operación en las que el ruido era mayor. Una vez identificadas las fuentes de ruido en el túnel se busca soluciones baratas y fáciles de implementar, dado por el escaso tiempo con que se cuenta para llevar a cabo un proyecto de esta índole, para reducir los niveles sonoros con el fin de crear un ambiente sano para el pleno desarrollo de las actividades que se realizan es este laboratorio normalmente. Se lograron obtener resultados con la solución, de reducciones por encima de tres decibeles en promedio, correspondiente mas o menos a un 14% en la presión sonora, con la aplicación se llegó a una máxima reducción de 5dB.. 1. Obtenido de “El ruido ambiental causa estrés y bajo rendimiento”, por Marta Carrillo en http://www.diariomedico.com.

(11) IM-2003-II-41. PARTE I: TUNEL DE VIENTO TVIM 460-30-3.6.. 1. CARACTERISTICAS DE LA ESTRUCTURA. El túnel de viento esta constituido por la zona de admisión, que como su nombre lo indica es la entrada del aire que va a ser utilizado a lo largo de todo el túnel; la zona de estabilización en donde se encuentra un alineador de flujo que permite remover vórtices que se presenten en el flujo a la entrada del túnel y también uniformizar la velocidad a lo largo de la sección transversal de este; zona de contracción en la que el flujo es acelerado por medio de una reducción de área, esta reducción es de 3.16 a 1; zona de pruebas que es el sitio en donde se ubican los modelos que van a ser estudiados, aquí se requiere que el flujo sea lo más uniforme posible; por último se encuentra la zona del difusor, en el que se disminuye la velocidad del flujo de aire proveniente de la zona de pruebas, mediante el incremento del área transversal del túnel..

(12) IM-2003-II-41. 2. CARACTERISTICAS DEL VENTILADOR En la zona del difusor se encuentra un ventilador que aspira el viento que pasa a través del túnel. Este ventilador esta conformado por nueve álabes hechos en un material metálico, cada álabe tiene una cuerda de 117mm en la parte interior del rotor y 100mm en la parte más alejada del cubo. La longitud de los álabes es de 210mm. En la figura 2.1 se puede apreciar alguna de las medidas en la raíz del aspa utilizado en el túnel de viento, aquí las flechas indican la dirección del viento. De esta gráfica obtenemos el valor del ángulo de ataque α = 50°. Figura 2.1 Angulo de ataque del perfil utilizado en el túnel de viento TVIM 46030-3.6. de la Universidad de los Andes. La presión que debe recuperar la hélice del túnel de viento debido a las perdidas que se generan por la fricción del fluido con las paredes es de 364.61Pa, el caudal manejado por el túnel es de 4.95 m3/s, con estos dos datos se puede calcular la potencia requerida para lograr las condiciones máximas de operación del túnel: BHP = P Q = (364.61 Pa) (4.95 m3/s) = 1807.58 kW = 2.42 HP. Eq. 2.1. El rotor del túnel es propulsado por un motor Siemens trifásico referencia 1LA7, el cual cuenta con una potencia máxima de 3.0 hp @ 3600 rpm..

(13) IM-2003-II-41. PARTE II: ESTUDIO DEL RUIDO. 3. INTRODUCCION AL SONIDO. El ruido se propaga a través de un medio elástico como lo es el aire, agua y materiales sólidos en general. El mecanismo de propagación consiste en partículas microscópicas del materia que chocan entre sí para producir cambios de presión en el ambiente que producen sonido. Los choques dependerán de las características del sonido en la fuente como lo son la intensidad y la frecuencia del sonido, ya que entre mayor intensidad tenga el sonido en la fuente, más fuertes serán los choques y más presión sonora será detectable; y del medio y las partículas que lo constituyen, debido a que entre más cerca estén las partículas, más rápido chocarán y por lo tanto mayor velocidad de propagación. La velocidad a la que viaja una onda sonora depende del medio donde se propaga y de la temperatura. Suponiendo que el aire es una gas ideal a la temperatura (Tº) se puede calcular como. C = 331.5 + 0.6°T [m / seg.]. Eq. 3.1. En este proyecto se medirán los niveles de presión sonora, esta medida es el cuadrado de la relación entre la presión causada por un sonido en el medio y la presión de referencia, que corresponde al valor mínimo de presión sonora que puede detectar el oído humano que es 20 X 10-6 Pascales: 2.  p   p   = 20 log   dB Leq = 10 log  p p  0  0. Eq. 3.2.

(14) IM-2003-II-41. en donde: •. p es la presión en el aire derivada del ruido producido por el ventilador a condiciones normales.. •. p0 es la presión de referencia que es 20 µPa. El oído humano es capaz de detectar ruidos entre la presión de referencia prolongándose hasta el umbral de dolor que se ubica cercano a los 20 Pascales. En vista del rango tan amplio. se requiere de la utilización de una escala. logarítmica para la medición del sonido. Otra expresión útil en el estudio y determinación de los niveles de ruido en este proyecto es la intensidad. La intensidad del sonido en una dirección específica de un punto se define como el flujo de energía sonora a través de una unidad de área en ese punto. En general, en un campo libre para ondas planas o esféricas, la intensidad del sonido puede representarse como:. I=. p2 ρ *c. Eq. 3.3. donde P es la presión sonora RMS, ρ la densidad del aire y c la velocidad del sonido en el aire. Esta expresión puede ser usada para mediciones en campo abierto, es decir en locales suficientemente amplios, y tomadas a una distancia considerable de la fuente de ruido..

(15) IM-2003-II-41. 4. FUENTES DE RUIDO. Pare el tratamiento de ruido en este proyecto se requiere saber las fuentes que lo producen, para un mejor entendimiento separamos los componentes del túnel de viento, y nos centramos en el estudio del motor eléctrico, el cual hace rotar las aspa, y seguidamente en el ruido creado por el ventilador. 4.1. Fuentes de Ruido Producidas por el Motor Eléctrico. Las principales fuentes de ruido de motores eléctricos, como el que se encuentra acoplado al ventilador en el túnel de viento, son originadas principalmente pro tres causas: •. Causas mecánicas.. •. Causas aerodinámicas.. •. Causas magnéticas.. En la tabla 1.12 se muestran las diferentes fuentes de ruido, sus causas y una breve solución a cada una de las últimas.. 2. Extraido del libro de Cyril Harris, “Manual de Medidas Acústicas y Control del Ruido” Vol. II. Pg. 34.4..

(16) IM-2003-II-41. Fuente Ruido. de Causa. Elementos de Ruido. causantes. Cojinete liso. Impacto Mecánica. Cojinete de bolas. Portaescobillas escobillas. y. Laminaciones sueltas Rozamiento Desequilibrio Inestabilidad. Cojinete de bolas Rotor Cojinetes Varillas del interruptoras movimiento. Modulación. motor de. Añadir filtros acústicos o revestidos acústicamente.. conductos. Vibraciones del rotor que alteran el espacio de aire y en consecuencia el movimiento. Equilibrar el rotor o eliminar las fuerzas mágneticas; cambiar su frecuencia en caso de que sea igual a la frecuencia natural de rotor.. Turbulencia. Ventilador. Diseñar de nuevo el ventilador y las volutas o añadir filtros acústicos y/o conductos revestidos acústicamente.. Excentricidad. Espacio de aire. Aerodinámica. Máquinas sincronizadas con polarizaciones extremas. Magnética. Instrucciones para el Control de Ruido Ajustar el anillo de aceite y reducir la holgura longitudinal del eje. reducir la holgura radial, ajustar el separador, reducir las tolerancias del eje y del bastidor. La frecuencia propia de la pantalla final no debería igualar a la frecuencia característica del cojinete de bolas. Ajustar el portaescobillas, cambiar la frecuencia propia, desviar las escobillas y limpiar el colector. Mejorar la sujeción de las laminaciones. Holgura demasiado estrecha, lubricante demasiado solidificado o inexistente. Equilibrar mecánicamente. Cambiar las ranuras de lubricación en los cojinetes.. Campo variable en dirección circunferencial. Variaciones entre las muescas y los engranges respecto a las perforaciones del rotor y del estátor Armónicos asimétricos debidos a los armónicos más elevados de la corriente estatórica. Corregir las excentricidades del rotor o del estátor mecánicamente o por medio de ajustes Emplear sujeciones resilentes al instalar la máquina o los núcleos magnéticos Evitar la resonancia de cualquier elemento del motor en esta frecuencia; cortar en chaflán las muescas del rotor. Reducir la asimetría mejorando el diseño circuito magnético; evitar la resonancia bastidor del rotor, especialemente en ba vibraciones, que emiten sonidos de ma intensidad.. Tabla 4.1 Fuentes y métodos de control del ruido en motores eléctricos y generadores. Extraído de “Manual de Medidas Acústicas y Control del Ruido” Vol. II de Harris Cyril..

(17) IM-2003-II-41. 4.2. Ruido por Ventilación.. 4.2.1. Definición de Ventiladores Un ventilador es un aparato capaz de empujar aire gracias a un propulsor giratorio, mecánico. El propulsor mecánico, conformado por las aspas, transmiten energía mecánica desde el eje del rotor al ventilador creando un flujo de aire, toda la energía al aire se transmite a través del ventilador y se manifiesta en velocidad y presión. Existen dos tipos principales de ventiladores utilizados habitualmente en sistemas de aire acondicionado, ventilación industrial, y demás procesos industriales: ventiladores centrífugos y ventiladores de flujo axial. Sólo se estudiará el último tipo de ventilador dado que el túnel de viento objeto de investigación por este proyecto cuenta con un de ellos. Los ventiladores de flujo axial se dividen en tres categorías principales: •. Ventiladores axiales con aletas guía.. •. Ventiladores tuboaxiales.. •. Ventiladores helicoidales.. La transferencia de energía al aire en los ventiladores axiales se realiza como en la figura 3.1(a), se puede observar que se crea un remolino, el cual afecta el flujo del aire a través del túnel. El ventilador puede contar con. hélices de grosor. uniforme, forma aerodinámica hueca o compacta. Por lo general una configuración de hélice aerodinámica es más efectiva y silenciosa, y proporciona mayor presión, sin embargo, su diseño acarrea mayores costos..

(18) IM-2003-II-41. (a) (b) Figura 3.1. Flujo del viento al pasar por un ventilador axial. a) sin aleta guía, b) con aleta guía. Obtenido del libro “Manual de Medidas Acústicas y Control del Ruido.. Los ventiladores de flujo axial se caracterizan por la forma de sus álabes, la relación aspa cubo, la inclinación y el número de aspas. La inclinación del aspa está en función de la capacidad de aire, mientras que el número de álabes está en función de la presión. El diseño de estos parámetros los dictan las condiciones de servicio. Así para equipos utilizados bajo altas presiones, se utiliza un gran diámetro de hélice y bastantes aspas, por lo general la relación de aspa está entre 0.60 y 0.80 y el número de álabes de 8 a 26. Cuanto mayor sea la relación, el diámetro del álabe será menor y el número de aspas mayor. Los diseños para bajas presiones son caracterizados por relaciones de 0,40 a 0,60 y un número de aspas de entre 2 y 7.. 4.2.1.1.. Ventiladores axiales con aletas guías.. Este tipo de ventilador incorpora aletas de salida de aire, como se muestra en la figura 3.1 (b), este arreglo lo hace el más eficaz entre los ventiladores de flujo axial. Estos tipos de ventiladores generan niveles de ruido ligeramente mayores a los de ventilación centrífuga. Su espectro posee un componente muy alto de frecuencia de álabe..

(19) IM-2003-II-41. 4.2.1.2.. Ventiladores tuboaxiales.. El ventilador tuboaxial, no utiliza aletas guías de salida de aire. Su eficacia es menor que el que tiene aletas guía, sin embargo su costo es menor. Este ventilador tiene normalmente un diámetro de eje giratorio pequeño, por lo que se emplea para aplicaciones a bajas presiones. El ventilador tuboaxial genera un nivel de ruido mayor que el ventilador axial con aletas guías de salida de aire. Su espectro contiene un componente muy alto de frecuencias de álabe.. 4.2.1.3.. Ventiladores Helicoidales.. Por último existen ventiladores helicoidales, los cuales se emplean en compartimientos asilados no conectados a sistemas de conductos. Se utilizan en aplicaciones de muy bajas presiones. Los niveles de ruido de este tipo de ventilador son mayores que los anteriores, y su ruido se produce a baja frecuencias, lo que complica la atenuación del ruido.. 4.2.2. Ruido de frecuencia de los álabes. Cada vez que un aspa pasa por un determinado punto, el aire en ese punto recibe un impulso. La frecuencia de paso del álabe, normalmente llamada frecuencia del álabe, determina el tono fundamental emitido. La frecuencia del álabe se calcula mediante la formula:. fB = n × N. Eq. 4.1. en donde: fB es la frecuencia del álabe en herzs n es la velocidad de ventilación, número de revoluciones por segundo. N es el número de álabes de la hélice del rotor..

(20) IM-2003-II-41. Para determinar estos valores, se debió cerciorar que la velocidad introducida en el variador que controla el motor del ventilador, fuera la misma a la que el motor gira. Para ello se utilizo una lámpara estroboscópica con la que se hicieron lecturas a las velocidades en que se tomaron muestras con el sonómetro. Los resultados se encuentran en la tabla 1.2.. Velocidad introducida Variador (Hz). Lectura Velocidad Lámpara (rpm). Lectura Velocidad Lámpara (Hz). fB (Hz). 20. 600. 10.00. 90. 30. 860. 14.33. 129. 40. 1133. 18.88. 169.95. 45. 1262. 21.03. 189.3. 50. 1386. 23.10. 207.9. 55. 1490. 24.83. 223.5. 20.83. 187.5. 60 1250 Tabla 4.2 Frecuencia de Alabe (fB).. Teniendo en cuenta que la hélice del ventilador cuenta con 9 álabes en la tabla 1.2, también se encuentran los valores correspondientes a la frecuencia del álabe.. 4.2.3. Fuentes de Sonido en Ventiladores de Flujo Axial El ruido en ventiladores de flujo axial puede ser atribuido a tres principales e independientes fuentes. Ellas son: •. El campo de presión periódica creada por los álabes del rotor.. •. Ruido de vórtice asociado con la turbulencia presente en los flujos cortantes.. •. Vibración mecánica la cual puede o no estar excitada aerodinámicamente..

(21) IM-2003-II-41. 4.2.3.1.. Ruido de Rotación.. En cualquier punto en la vecindad del rotor, la presión del aire varía con la frecuencia de álabe, determinada anteriormente. Normalmente la contribución de esta fuente es pequeña, exceptuando cerca al plano de rotación, en donde la intensidad de sonido será máxima. Cualquier múltiplo de la frecuencia de álabe causara resonancia, lo que conlleva a una vibración forzada de la estructura del túnel incrementando la intensidad del sonido.. 4.2.3.2.. Ruido de Vórtice. Se produce cuando un cuerpo colocado en una corriente de aire, hace que las capas limites se separen formando vórtices, primero en un lado del cuerpo seguido del otro lado y así alternándose. Se sabe que un flujo turbulento es capaz de producir sonidos tanto audibles como indeseables, por supuesto, el nivel de ruido incrementará, al aumentar la turbulencia. El ruido aerodinámico es de compleja estructura y se expande sobre una gran banda de frecuencias, debido a la gran cantidad de eddys encontrados en un flujo turbulento. Sin embargo la mayoría de la energía se encuentra en la vecindad de los mil ciclos por segundo.. 4.2.3.3.. Ruido Mecánico. La vibración de los cuerpos sólidos puede producirse ya sea por fuentes mecánicas o aerodinámicas. Debido a que tales cuerpos son buenos transmisores de ruido, particularmente en resonancia, cada esfuerzo para reducir ruido se debe enfocar en evitar excitación..

(22) IM-2003-II-41. 4.2.3.4.. Efectos de Compresibilidad. La limitación de velocidad en ventiladores esta dada por la velocidad máxima de la punta, dado al gran incremento de ruido cuando se llegan a velocidades cercanas a la del sonido. El incremento del nivel de sonido esta relacionado con el aumento de la densidad local del aire..

(23) IM-2003-II-41. 5. TOMA DE DATOS.. 5.1. Normas tenidas en cuenta para la toma de datos. Los datos se tomaron según la norma del ICONTEC, NTC 4871 “Acústica. Ruido Emitido por Maquinaria y Equipos. Parámetros para el uso de normas básicas para la determinación de niveles de presión acústica emitida en una estación de trabajo y otras posiciones específicas.” Esta norma se utiliza para hallar el nivel de presión acústica producida por maquinas en lugares en los que se encuentran en servicio, además es una herramienta útil para determinar el valor de ruido percibido por trabajadores en posiciones específicas. La Norma Técnica Colombiana se basa en normas internacionales especialmente en las normas ISO 11200 que se refieren a métodos para medir y determinar niveles de presión acústica emitida. Esta norma tiene en cuenta otros factores de ruido que alteran las mediciones, por lo que en ella se plantea tres parámetros de corrección, los cuales estiman si la norma debe o no, ser usada: •. Corrección de Ruido de Fondo. K1.: Cuenta la influencia del ruido de fondo en el nivel de la presión acústica emitida en las posiciones específicas de la maquina bajo ensayo. Depende de la frecuencia y se expresa en dB.. •. Indicador Ambiental. K2.: Influencia del sonido reflejado o absorbido en el nivel de presión acústica expresa en dB.. superficial. Depende de la frecuencia y se.

(24) IM-2003-II-41. •. Corrección Ambiental Local. K3.: Influencia del sonido reflejado en el nivel de presión acústica emitida en una posición específica de la maquina bajo ensayo. Depende de la frecuencia y posición, se expresa en dB.. Para poder utilizar esta norma se deben cumplir con ciertos requisitos en cuanto a las especificaciones del equipo a medir y su montaje, y al ruido de fondo del lugar donde se tomen las medidas. Estos requerimientos se mencionan a continuación: La norma se aplica para maquinaria. que cumpla con las. siguientes. especificaciones: a) Máquinas que operan normalmente en condiciones propias de un campo en su mayoría libre cercano a uno ó más planos reflectores, de modo que el ensayo de ruido puede realizarse ‘in situ’. b) Máquinas instaladas bajo condiciones tales que se cumplan los requisitos establecidos en cuanto a ruido de fondo y ambiente de ensayo, para las cuales no se aplique corrección ambiental. c) Máquinas para las cuales se pueda definir una ó más estaciones de trabajo u otras posiciones específicas. Requisitos en cuanto ruido de fondo: d) K1A sea menor o igual a 1.3dB. e) K2A sea menor o igual a 2 dB. f) La diferencia entre el nivel de sonido cuando la máquina se encuentra en funcionamiento y cuando no, sea menor o igual a 6 dB, en ciertos casos esta diferencia puede llegar hasta 15dB. Se aplica para cualquier tipo de ruido..

(25) IM-2003-II-41. En la norma NTC 4871 se establece que se deben realizar mediciones en cuatro o más posiciones de micrófono localizadas a un metro de distancia de cada lado de la caja de referencia. Para estaciones de trabajo se deben realizar medidas a una altura de 1.55 ± 0.075 metros. El valor mayor del nivel de presión acústica emitida debe tomarse como el nivel emitido de la máquina bajo ensayo, esta posición se debe registrar. 5.2. Manera en que se tomaron los datos Para realizar las mediciones se utilizó un sonómetro marca Brüel&Kjær, el cual como la norma lo exige cumple con las especificaciones dictadas por la norma IEC 804, las muestras se tomaron en cuatro posiciones distintas, dos de ellas al mismo nivel con respecto del suelo de la fuente de sonido y dos a una altura de 1.44 metros. Las mediciones se realizaron con una ponderación de tipo A, la propuesta por la norma. El rango de frecuencias de dicho análisis se basó en el campo auditivo del oído humano, el cual se encuentra entre 20Hz y 20kHz.. El instrumento fue. configurado para recorrer las frecuencias cada 1/3 de octava de banda y de tal forma que por cada análisis realizado tomara 3 mediciones en cada banda. Los datos que se tomaron del instrumento fueron: •. Leq: nivel de presión acústica emitida de un sonido estable, continuo que, dentro de un intervalo de tiempo de medición, T, tiene la misma media de presión acústica al cuadrado como sonido bajo consideración que varia con el tiempo.3. Leq = 10 log. • 3. 1 T0. P 2 (t ) ∫0 P02 dt. T. Eq. 5.2. MaxP: máximo pico encontrado en cada banda. Se expresa en decibeles.. Definición obtenida de la Norma Técnica Colombiana NTC 4871.

(26) IM-2003-II-41. 6. ANALISIS DE RESULTADOS. La primera posición en la que estuvo el micrófono puesto corresponde al frente a un metro de distancia, al mismo nivel del suelo, los datos fueron tomados a tres velocidades diferentes de giro, los mayores valores de nivel de presión sonora se dieron a 1480 rpm, al igual que en otras posiciones en las que se tomaron medidas a diferentes velocidades del rotor, los valores más altos de nivel de presión sonora tanto equivalentes como picos máximos, se obtuvieron a esta misma velocidad de giro. En la primera posición los valores de Leq no sobrepasaron 80 dB, figura 6.1, el mayor valor obtenido en este lugar es 75 dB, el cual no es un nivel muy alto, ni perjudicial para el oído humano, sin embargo es un ruido que crea desconcentración para el desempeño cotidiano en un lugar de trabajo.. Espectro 1/3 de Octava de Banda del Nivel de Presión Sonora a Diferentes Velocidades del Rotor, tomadas en la Posición 1.. 80.0 70.0. Leq (dB). 60.0 50.0 40.0 30.0 20.0 10.0 0.0 100. 1380 rpm. 125. 160. 200. 1480 rpm. 250. 315. 1260 rpm. 400. 500. 630. 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4000 5000 6300. Frecuencia (Hz). Figura 6.1 Espectro 1/3 de Octava de Banda del Nivel de Presión Sonora a Diferentes Velocidades del Rotor, tomadas en la Posición 1..

(27) IM-2003-II-41. Los picos encontrados en esta posición sobrepasan 90 dB en distintas velocidades del rotor, este nivel de ruido comienza a ser molesto para el oído, además dificulta la comunicación. Las tablas de datos y gráficas completas para esta y las demás posiciones se pueden consultar en al Anexo A. La segunda posición está al frente de la fuente de sonido a un metro de distancia, a una altura de 1,44 metros del suelo, aunque la norma exige una altura de 1,55± 0.075 metros, esta medida es importante porque representa la altura media de una persona. En esta posición los valores de nivel sonoro sobrepasaron 80 dB (Fig. 6.2), que como ya se apuntó, este nivel genera cierta molestia sobre el oído humano.. Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión Sonora, Tomadas en la Posicion 2. 90.0 80.0 70.0. 50.0 40.0 30.0 20.0 10.0. 1380 rpm. 1480 rpm. 1260 rpm. 00. 50. 00. 00. 00 50. 40. 31. 25. 20. 50. 00. 00 16. 12. 10. 80 0. 63 0. 50 0. 40 0. 31 5. 25 0. 20 0. 16 0. 12 5. 10 0. 80. 63. 0.0 50. Leq (dB). 60.0. Frecuencia (Hz). Figura 6.2 Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión Sonora, Tomadas en la Posición 2..

(28) IM-2003-II-41. Los valores máximos registrados en esta posición sobrepasan 100 dB, hasta llegar a 110 dB, lo que corresponde a un nivel al cual una persona no puede estar expuesta por mucho tiempo. La tercera posición se encuentra ubicada al mismo nivel de la fuente sonora a una distancia menor a un metro, esta posición se encuentra adyacente a una pared por lo que se tomaron dos tipos de mediciones a la misma velocidad de rotor, la primera fue tomada apuntando el micrófono a la fuente, la segunda el micrófono apuntaba al frente. Los valores de Leq son mayores, como se muestra en la figura 6.3, cuando el micrófono apunta a la fuente, por encima de 80 dB, mientras que en la otra posición no sobrepasaban este valor.. Espectro 1/3 de Octava de Banda del Nivel de Presión Sonora. Posición 3. 100.0 90.0 80.0. Leq (dB). 70.0 60.0 50.0 40.0 30.0 20.0 10.0 0.0 125. 160. 200. a la fuente. 250. 315. al frente. 400. 500. 630. 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4000 5000. Frecuencia (Hz). Figura 6.3 Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión Sonora, Tomadas en la Posición 3. Apuntando a la fuente y al frente..

(29) IM-2003-II-41. Los máximos hallados en esta posición al igual que en la posición anterior son altos, por encima de 100 dB, valor que, como ya se aclaro causa cierto riesgo para el funcionamiento del oído. La cuarta posición esta localizada a un metro de distancia a un lado y al frente de la fuente, los datos se tomaron a una altura de 1,44 metros. En este punto para ciertas bandas de frecuencia el Leq se encuentra entre 70 y 80 dB, mientras que los valores picos se encuentran por encima de 80 hasta 90 dB. Figura 6.4.. Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión Sonora, Tomadas en la Posición 4. 100 90 80. Leq (dB). 70 60 50 40 30 20 10 0 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4000 5000 6300 8000 Frecuencia (Hz) Leq. MaxPeak. Figura 6.4 Espectro 1/3 de octava de Banda del Nivel de Presión Sonora, Tomadas en la Posición 4..

(30) IM-2003-II-41. En las posiciones 1 y 4 los valores más altos tanto de Leq como MaxPicos están en la banda de frecuencia correspondiente a 1000 Hz, mientras que en las posiciones 2 y 3 las bandas de frecuencia en las que se registraron los mayores valores se localizaron entre 400 y 630 Hz, por lo general 500 Hz. Dado que el difusor de salida de aire del túnel de viento cuenta con cuatro varillas que lo atraviesan, ellas pueden causar impulsos, para comprobar esto se utiliza la frecuencia de álabe la cual genera el tono fundamental, y se hallan múltiplos de esta. Así, para una velocidad de 1480 rpm multiplicado por el número de aspas del ventilador y por el número de varillas se obtiene una frecuencia de 894 Hz. En todas las mediciones realizadas en las diferentes posiciones, esta frecuencia representa siempre valores altos del nivel de presión sonora, no obstante no representa los picos encontrados. Como los valores máximos de presión acústica se encontraron por lo general en un rango entre 800 y 1600 Hz, principalmente 1000 Hz, se cree que el ruido producido por el túnel de viento esta asociado principalmente a factores aerodinámicos, como lo asegura Wallis [2] en su libro, en el cual señala que el ruido producido por vórtices se expande sobre una gran banda de frecuencias, debido a la gran cantidad de eddies encontrados en un flujo turbulento, sin embargo la mayoría de la energía se encuentra en los alrededores de 1000 ciclos por segundo..

(31) IM-2003-II-41. III PARTE: DESARROLLO DE UNA SOLUCIÓN PARA REDUCIR EL RUIDO EN EL TUNEL DE VIENTO TIVM 460-30-3.6. 7. SELECCIÓN DE UNA SOLUCION PARA REDUCIR EL RUIDO PRODUCIDO POR EL TUNEL DE VIENTO. Las reducciones de emisiones de ruido aerodinámico se centran en el diseño de las puntas de las aspas debido a que estas giran sustancialmente a mayor velocidad que la raíz del aspa. Se puede verificar que con el paso del tiempo, se han realizado más estudios en el tema originando cambios en la geometría de la punta de las aspas. Estos cambios también se deben por razones de desempeño, dado que el mayor torque que experimenta el rotor proviene de la parte más apartada de las aspas. En vista del escaso tiempo con el que se contaba para desarrollar una solución efectiva, se descarto la idea de diseñar un nuevo perfil de álabe para el soplador, lo ideal consistía en rediseñar el ventilador ya existente, añadiendo piezas de fácil construcción, que no alterarán el desempeño del túnel de viento. En consecuencia se optó por utilizar una solución desarrollada en Países Bajos en el año 1998 por diferentes organizaciones involucradas con el desarrollo de le energía eólica en Europa, más precisamente en el programa JOULE III. La solución se basa en el proyecto Investigation of Serrated Trailing Edge (STENO) [3, 4]. El desarrollo fue propuesto para reducir ruido en equipos eólicos de pequeño tamaño, aproximadamente 3 metros de diámetro, consistía en agregar una lámina en forma serrada, como la que se muestra en las figuras 6.1, en la punta del aspa..

(32) IM-2003-II-41. En el NREL - National Renewable Energy Laboratory -, se han llevado a cabo mediciones utilizando aspas cuyas puntas han sido serradas, los resultados obtenidos según el NREL es una disminución de más de dos decibeles para un rango operacional del ángulo de incidencia entre 3° y 13°.. Figura 7.1 Láminas Serradas para reducir ruido en equipos eólicos. Obtenido del proyecto “Investigation of Serrated Trailing Edge”, por el grupo de investigación JOULE III. Las hélices utilizadas en las mediciones contaban con un perfil FX79-W-151 y una longitud de aspa 1100mm. Además de una cuerda constante en la punta de 196 mm, mas 40 mm de lámina serrada que corresponde aproximadamente al 20% de la longitud de la cuerda. Aunque en el documento STENO de donde se obtuvo la idea no precisaban porque razón se concibió esta técnica, se entendió que lo que se buscaba era reducir el ruido uniformizando el flujo de aire que pasa por el borde de fuga de las aspas, disminuyendo la formación de eddies..

(33) IM-2003-II-41. 8. IMPLEMENTACIÓN DE LAS ASPAS SERRADAS EN EL VENTILADOR DEL TÚNEL DE VIENTO. 8.1. Manera en que se realizaron las muestras. El documento en que se basó la solución no explicaba la forma en que se seleccionaron las medidas y formas del aditamento serrado, por lo que se midió la cuerda en la parte exterior del álabe y se hicieron dientes con una altura correspondiente al 20% de la cuerda.. Foto 1. Láminas Serradas hechas en acetato.. La longitud de la base de los dientes fue escogida al azar. La altura del diente es de 20 mm aproximadamente y de base 4 mm, también se realizaron pruebas con un segundo juego de láminas dentadas de altura 34 mm, correspondiente al 36% de la longitud de la cuerda, y el mismo valor de base al primer juego. Ambos.

(34) IM-2003-II-41. aditamentos utilizados se muestran en la fotografía 1. Las láminas utilizadas fueron realizadas en acetato. El sonómetro se empleó según la norma NTC 4871, mencionada en la sección 5.1, a un metro de la fuente y a 1.44 metros de altura del nivel del suelo (foto 2). Se escogió esta posición debido a que allí se encontraron los mayores niveles de ruido, como se puede ver en la sección 6. Además esta altura representa la altura media de un trabajador o persona que podría operar la máquina, en este caso un estudiante.. Foto 2. Montaje para la toma de datos, altura del micrófono 1,44 metros, distancia desde la fuente 1 metro.. Las mediciones se realizaron en las primeras horas de la mañana, en el laboratorio de ingeniería mecánica de la universidad, antes de que fuera abierto a los estudiantes. Con esto se buscaba un ambiente libre de ruido de fondo, así en las mediciones no se debía incluir ninguna de las correcciones de ruido de fondo incluidas en la norma ya mencionada..

(35) IM-2003-II-41. Los datos se tomaron a tres velocidades distintas de rotor, las tres, son las mayores velocidades en las que puede operar el motor, incluyendo la máxima velocidad de marcha dispuesta para prevenir un desastre en el túnel. Las velocidades con que se tomaron datos fueron: 24.8, 23 y 21 ciclos por segundo. Para lograr una buena sujeción entre los aditamentos y cada una de las aspas se utilizó cinta gris para ductos. Para verificar que en realidad la reducción se debe al hecho de uniformizar el flujo a la salida de las aspas, se decidió utilizar otras geometrías y realizar las mismas mediciones. Las nuevas formas utilizadas correspondían a láminas rectangulares con una altura igual a las que se encontrabas serradas y una forma curva que su punto máximo correspondía a esta misma medida. Las geometrías se muestran en la foto 3.. Foto 3. Geometrías curva y rectangular.. La diferencia de ruido obtenida en las mediciones puede ser expresada según la siguiente ecuación como el logaritmo en base diez de la razón de las presiones, producidas por el túnel bajo condiciones normales y utilizando aditamentos para reducir el ruido, al cuadrado..

(36) IM-2003-II-41. p  p  p  p  20 log n  − 20 log m  = R = 20 log n  = 10 log n   p0   p0   pm   pm . 2. Eq. 8.1. en donde:. •. pn es la presión en el aire derivada del ruido producido por el ventilador a condiciones normales.. •. pm es la presión del aire producida cuando se utilizan láminas pegadas en las aspas.. •. p0 es la presión de referencia que es 20 µPa. •. R. es la reducción obtenida, expresada en dB. 8.2. Resultados En esta sección mostraremos los resultados obtenidos solamente a la velocidad de giro del rotor de 1480 rpm (24.8 Hz), debido a que en este valor se obtuvieron los mayores niveles de ruido como se puede constatar en la sección 4, el comportamiento de los diferentes aditamentos es muy similar y siguen el mismo patrón para diferentes velocidades de giro, los datos completos tomados y señalados en la sección 6.1 son mostrados en el Anexo B.. 8.2.1. Láminas Serradas Debido a la fuerza centrípeta sentida por las láminas pegadas, los dientes de mayor tamaño fueron desplazados hacia el exterior como se muestra en la foto 4, la cual fue tomada cuando el ventilador se encontraba girando a una velocidad de 1480 rpm..

(37) IM-2003-II-41. Foto 4. Comportamiento de los dientes largos girando a 1480 rpm.. Los mayores niveles de ruido encontrados en esta medición se encuentran entre 1000 y 1600 Hz, por encima de 74 dB en condiciones normales, como se advierte de la figura 8.1, también se ve que en efecto se logró disminuir el ruido producido por el túnel de viento con ambos juegos de láminas utilizadas. Así para la primera serie de experimentaciones, obtuvimos una diferencia entre el nivel de presión sonora normal y con los aditamentos, de hasta 3.3 dB. A diferencia de los datos obtenidos con las otras geometrías en el caso de láminas serradas, las mayores reducciones de ruido fueron logradas con la lámina larga, a pesar de ser afectada como ya se mencionó por la fuerza centrípeta. En la figura 8.2 se nota que para los dos casos, las mayores reducciones se obtuvieron en el rango de frecuencia entre 1000 y 2000 Hz, que coincide con el rango en donde el nivel de presión acústica es mayor..

(38) IM-2003-II-41. Barrido Espectral 1/3 de Octavo de Banda, Velocidad el Rotor 1480 rpm, utilizando láminas serradas. 76 74. Leq (dB). 72 70 68 66 64 62 60 315. 400. 500. 630. 800. 1000. 1250. 1600. 2000. 2500. 3150. Frecuencia (Hz) Normal. Diente Largo. Diente Corto. Figura 8.1 Barrido espectral 1/3 de octava de banda, utilizando láminas serradas. Velocidad del rotor 1480 rpm.. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Serradas 3.5. 3.3. 3.2. 3.0. 2.9 2.5. 2.5. R (dB). 2.3 2.0. 2.0. 1.5. 1.8. 1.8 1.6 1.2. 2.0 1.8. 1.7 1.3. 1.3. 1.2. 1.0. 1.0 0.5. 0.9 0.6. 0.4. 0.2 0.1. 0.0. 315. 400. 500. 630. 800 1000 1250 Frecuencia (Hz) Lamina Larga. 1600. 2000. 2500. 3150. Lamina Corta. Figura 8.2 Reducción de ruido utilizando láminas serradas, velocidad del rotor 1480 rpm.

(39) IM-2003-II-41. 8.2.2. Láminas Rectangulares Los resultados obtenidos utilizando las láminas rectangulares son similares a los anteriores en los que se utilizaron láminas serradas. En la figura 8.4, se puede observar que se lograron reducciones de hasta 3 decibeles con la lámina corta, a una frecuencia de 1250 Hz.. Barrido Espectral 1/3 de Octavo de Banda, Velocidad el Rotor 24.8 Hz 76 74 72. Leq (dB). 70 68 66 64 62 60 200. 250. 315. 400. 500. 630. 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4000 5000 6300 Frecuencia (Hz). Normal. Lamina L. Lamina C. Figura 8.3 Barrido Espectral 1/3 de Octava de Banda, a una velocidad del rotor de 1480 rpm.. Como se aprecia en las figuras 8.3 y 8.4 se obtuvo una mayor reducción de ruido con la lámina de menor altura, también observamos que las mayores atenuaciones se consiguen en un rango de frecuencias de entre 1250 y 2000 Hz para ambas láminas. Vemos que para bajas frecuencias la reducción es mínima, por debajo de un decibel, sin embargo para estas frecuencias el nivel de presión sonora es bajo, menores a 70 dB, por lo que no es de mayor importancia reducir.

(40) IM-2003-II-41. en esta zona, un fenómeno similar ocurre para frecuencias por encima de 2000 Hz. En el caso de la lámina larga se presentan situaciones en las que hay un aumento en el nivel de presión sonora, sin embargo estas son de 0.1 dB y se encuentran en aquellas frecuencias en las que el nivel de ruido es bajo.. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Rectangulares. 3.5 3.0. 3.0. 2.9. 2.5. R (dB). 2.0. 1.9. 1.5. 1.5 1.1. 1.0. 0.5. -0.5. 1.3. 1.2. 1.0. 0.0. 2.0. 1.7. 0.5. 0.4 -0.1. 315. 0.1 -0.1. 400. 1.1. 0.3 0.1. 500. 630. -0.1. 800. 1000. 1250. 1600. 2000. -0.2. 2500. -0.2. 3150. Frecuencia (Hz) Lámina Larga. Lámina Corta. Figura 8.4. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Rectangulares. 8.2.3. Láminas Curvadas Por último se probaron láminas con una forma curva, mostradas en la foto 3, el resultado obtenido con esta geometría es similar a la de las dos anteriores, se logra una mejor disminución del ruido que utilizando láminas rectangulares. De nuevo, de las figuras 8.4 y 8.5 podemos observar que se obtienen las mayores reducciones en el rango de frecuencias entre 1250 y 2000 Hz, siendo el primero donde se logró mayor atenuación con 3.5 decibeles..

(41) IM-2003-II-41. Barrido Espectral 1/3 de Octavo de Banda, Velocidad el Rotor 24.8 Hz 76 74.9. 74. 73.3 72.0. 70. 70.4. Leq (dB). 72. 68. 67.8 67.4. 75.6 74.4. 73.1 72.1. 72.0. 71.0. 69.3 68.4. 71.1 68.4. 67.9. 66 64. 66.0 64.5. 64.3 63.8. 62.7. 62 60 315. 400. 500. 630. 800 1000 1250 Frecuencia (Hz) Normal. Curva L. 1600. 2000. 2500. 3150. Curva C. Figura 8.5 Barrido Espectral 1/3 de Octavo de Banda, Velocidad el Rotor 1480 rpm, utilizando láminas curvadas. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Curvadas. 4.0 3.5. 3.5. 3.4. 3.0 2.7. R (dB). 2.5 2.0. 1.9. 1.8. 1.8. 1.6. 1.5. 1.3. 1.0 0.5. 0.9 0.5. 0.4. 0.0 315. 400. 500. 630. 800 1000 1250 Frecuencia (Hz). 1600. 2000. 2500. 3150. Figura 8.6. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Curvadas.

(42) IM-2003-II-41. En este caso no fue posible realizar mediciones con una lámina larga a la velocidad máxima de operación del ventilador del túnel, dado que al acercarse a este valor las láminas golpeaban al parecer con el motor. Para poder diferenciar el desempeño de cada una de las láminas curvadas con respecto a su altura, utilizaremos los datos obtenidos a la velocidad de giro de 1382 rpm, los cuales se encuentran representados en la figura 8.6.. Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Curvadas a 23 Hz 3.0 2.5. 2.4 2.3. 2.0 1.6. R (dB). 1.5 1.0 0.5 0.0 -0.5. 2.5 2.2. 1.0. 0.8. 0.7. 1.1 1.0. 1.6. 1.3 1.0. 1.0. 0.4 0.3 -0.1. 315. 400. -1.0. -1.1. -1.5. -1.6. 500. 630. 800. 1000. 1250. 1600. 2000. 2500. -2.0 Frecuencia (Hz) Curva Larga. Curva Corta. Figura 8.7 Diferencia en el Nivel de Presión Acústica Normal y utilizando Láminas Curvadas a una velocidad de giro de 1382 rpm. En la gráfica anterior nos encontramos con reducciones menores de ruido, comparando con la gráfica 6.5, debido lógicamente a que el rotor se encontraba girando a menor velocidad y por ende el nivel de ruido era menor, sin embargo, nos encontramos para frecuencias bajas, por debajo de 630 Hz con reducciones por debajo del decibelio y aún más hay un aumento en el nivel de presión sonora con respecto al normal en la frecuencia de 400 Hz..

(43) IM-2003-II-41. En este caso no podemos hablar de un desempeño mayor de alguna de las láminas debido a su ancho, ya que como podemos notar en la figura anterior el comportamiento de ambas es similar. En todos los casos anteriores hubo reducciones significativas del nivel de sonido, hasta más de 3 dB como se ve en la figura 8.4. Estas reducciones fueron mayores para frecuencias entre 1000 y 2000 Hz, y para la máxima velocidad de giro, sin embargo si se revisan las tablas del anexo B, encontramos que hay una reducción de 5.6 dB a 1600 ciclos por segundo, al utilizar la lámina rectangular corta cuando el motor gira a 1382 rpm. En general bajo estas condiciones la atenuación de ruido es grande y se ve una curva desplazada hacia la izquierda, ver anexo B.1 En la gráfica 8.7 podemos comparar el desempeño de cada una de las geometrías y dimensiones de las láminas utilizadas para experimentar. Los datos mostrados corresponden al motor girando a 1480 rpm. El comportamiento de todas las curvas obtenidas de las mediciones es similar, con todas las láminas utilizadas se logró reducir ruido que era el objetivo principal de este proyecto. Las mayores reducciones se obtuvieron con las láminas serradas largas y las que tienen forma curva y son cortas. Ninguna de estas mostró niveles superiores de presión sonora a la normal. Mientras que al emplear otras geometrías en frecuencias muy altas y bajas, hubo aumentos del nivel de presión acústica, sin embargo estos son mínimos y en frecuencias donde el ruido es bajo. En todos los casos las reducciones fueron mayores en el rango de frecuencia entre 800 y 1600 Hz, el rango donde se encuentran los mayores niveles de ruido..

(44) IM-2003-II-41. Barrido Espectral 1/3 de Octavo de Banda, Velocidad el Rotor 1480 rpm 76. 74. 72. Leq (dB). 70. 68. 66. 64. 62. 60 315. 400. 500. 630. 800. 1000. 1250. 1600. 2000. 2500. 3150. 4000. Frecuencia (Hz) Normal. Diente L. Diente C. Lamina L. Lamina C. Curva L. Curva C. Figura 8.8 Barrido espectral 1/3 de octava de banda del nivel de presión sonora, para las diferentes aplicaciones utilizadas para reducir ruido. Velocidad del rotor 1480 rpm..

(45) IM-2003-II-41. Podemos hablar también de reducción en términos de la presión, en la tabla 8.1 se muestran datos obtenidos utilizando láminas rectangulares a velocidades de 1380 y 1480 ciclos por segundo. La tabla contiene los niveles de presión sonora equivalentes, Leq, medidos en condiciones normales, es decir sin ningún tipo de aditamento, utilizando una lámina rectangular larga y una corta. Se halla la diferencia entre los niveles, los cuales fueron graficados en la figura 8.4.. Velocidad de Giro 1380 rpm Velocidad de Giro 1480 rpm Leq (dB) Leq (dB) Frec Normal Lamina Diferen Lamina Diferen Normal Lamina Diferen Lamina Diferen (Hz) Larga cia Corta cia Larga cia Corta cia 63.1 62.9 0.2 64.3 64.4 -0.1 64.4 -0.1 315 65.2 65.5 -0.3 65.1 0.1 67.8 67.9 -0.1 67.7 0.1 400 67.3 66.2 1.1 66.4 0.9 69.3 68.9 0.4 68.1 1.2 500 69.8 69.0 0.8 70.5 -0.7 72.0 71.9 0.1 71.0 1.0 630 72.1 71.7 0.4 71.3 0.8 73.3 73.4 -0.1 73.0 0.3 800 73.1 71.5 1.6 70.8 2.3 74.9 74.4 0.5 73.4 1.5 1000 73.4 70.9 2.5 69.1 4.3 75.6 73.9 1.7 72.6 3.0 1250 72.1 69.6 2.5 66.5 5.6 74.4 72.5 1.9 71.5 2.9 1600 68.6 67.1 1.5 64.2 4.4 71.1 70.0 1.1 69.1 2.0 2000 65.7 64.9 0.8 67.9 68.1 -0.2 66.6 1.3 2500 62.4 61.3 1.1 64.5 64.7 -0.2 63.4 1.1 3150 Tabla 8.1 Leq. En condiciones normales y utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Reducción de ruido para cada frecuencia del nivel sonoro.. En la tabla 8.2 se muestra la presión en micropascales y la reducción obtenida en términos de porcentaje, correspondiente a cada nivel de presión acústica mostrado en la tabla 8.2. Los valores en esta tabla fueron encontrados de acuerdo a la ecuación 3.2..

(46) IM-2003-II-41. Velocidad de Giro 1380 rpm Velocidad de Giro 1480 rpm Presión Presión % Red. Presión Presión Presión Presión % Red. Presión Presión Lámina Lámina Lámina Lámina Lámina Lámina Lámina Lámina Larga Corta Larga Corta Larga Corta Larga Corta (Hz) (µPa) Presión (µPa) Presión (µPa) (µPa) (µPa) (µPa) (µPa) (µPa) 1.00 498.07 500.56 -0.50 500.56 -0.50 315 469.06 464.39 -1.51 518.39 0.50 593.32 596.29 -0.50 590.36 0.50 400 520.99 528.86 5.35 553.21 4.40 639.53 626.87 1.98 602.29 5.82 500 578.67 547.70 3.92 679.08 -3.56 731.96 728.31 0.50 696.27 4.88 630 655.72 630.01 1.98 706.79 3.92 781.12 785.04 -0.50 769.49 1.49 800 735.63 721.07 7.69 689.34 10.86 846.18 825.29 2.47 785.04 7.23 1000 773.35 713.89 11.75 633.17 19.35 876.32 804.91 8.15 754.26 13.93 1250 785.04 692.79 11.75 555.98 24.42 825.29 750.49 9.06 713.89 13.50 1600 735.63 649.19 617.53 572.91 7.23 495.58 19.75 699.76 662.31 5.35 633.17 9.52 2000 3.92 596.29 602.29 -1.01 558.77 6.29 2500 534.18 513.23 5.35 503.07 508.13 -1.01 476.15 5.35 3150 452.93 428.69 Tabla 8.2 Presión Acústica y porcentaje de reducción de esta a velocidades de giro de 1380 y 1480 rpm, del túnel de viento en condiciones normales y utilizando láminas rectangulares largas y cortas. Frec. En la última tabla se observan reducciones máximas de alrededor de un 14% usando lámina corta y 9% usando la larga. Este comportamiento es similar al de las demás geometrías y velocidades de giro. Sin embargo, aquí al usar láminas cortas a una velocidad del rotor de 1380 rpm, se obtuvo una reducción máxima de 5.6 dB que corresponde a una reducción de la presión de un 24%. Este pico podría ser provocado por una mala lectura del instrumento, no obstante el comportamiento de las láminas largas mejora también para esta velocidad de giro, por lo que se descartaría esta hipótesis..

(47) IM-2003-II-41. 9. RUIDO AERODINÁMICO Como ya se mencionó en la sección 4.2.3.2, existe ruido asociado con la formación de vórtices, ahora se realizara un estudio más profundo acerca de la formación de ellos y una medida para valorar la frecuencia con que se forman.. 9.1. Separación de la Capa Limite y formación de estelas. La capa límite continúa creciendo en la dirección del flujo corriente abajo, en casos en que esta capa se ensancha rápidamente, la presión aumenta en la dirección corriente abajo, es decir para gradientes de presión adversas, este gradiente hace que el momento de la capa límite disminuya, haciendo que a una distancia suficiente la capa límite se separe.. Figura 9.1 Comportamiento de la capa límite en diferentes puntos. En el punto c existe separación. Obtenido de “Mecánica de Fluidos” de BINDER Ray. En la figura 9.1 se ilustran el comportamiento de la capa límite a lo largo de una superficie. En el punto a hay cierta distribución de velocidades en la capa límite. En el b la velocidad del flujo se reduce debido a las perdidas de la energía cinética a causa de la fricción. En el punto c la distribución de velocidades es normal a la.

(48) IM-2003-II-41. placa, aquí es donde se origina la separación. La separación de la capa límite va acompañada de una inversión de la dirección del flujo en la cercanía de la superficie y una reducción de la velocidad. En d se ve un remolino o eddy producido por el flujo que se separa. Esta corriente después del punto de separación se conoce como estela. El efecto de este fenómeno es disminuir la cantidad neta de trabajo que se puede obtener de un fluido a expensas de su energía cinética, con el resultado de que la recuperación de la presión es incompleta y que las perdidas del fluido aumentan. La separación en un flujo laminar es más propensa a ocurrir que en uno turbulento, esto debido al hecho que en el flujo laminar, el incremento de la velocidad con la distancia es menos rápido, y el gradiente de presión adversa puede detener, de manera más fácil, el fluido a baja velocidad cercano a la superficie. Un flujo turbulento puede sobrellevar un gradiente adverso por cierta distancia antes de que ocurra la separación.. 9.2. Vórtices de von Kármán. El patrón que sigue la estela depende del número de Reynolds del fluido. Para ciertos valores de Re, 102 < Re < 107, eddys se forman continuamente de manera alternante a cada uno de los lados de un cuerpo, en este caso un perfil de ala. Como resultado de esta interacción entre el fluido después de la separación y el efecto alternante se forman dos filas de vórtices en la estela, Los eddys en cada fila giran en dirección contraria. El arreglo de la calle de vórtices de von Kármán es mostrado en la figura 9.2..

(49) IM-2003-II-41. Figura 9.2 Calle de vórtices de von kármán después de pasar por una esfera. Obtenido de “Mechanics of Fluids” MASSEY B.S.. La energía de los vórtices es consumida en últimas por la viscosidad, y después de cierta distancia del cuerpo el patrón desaparece. Von Kármán consideró la calle de vórtices como una serié de vórtices separados en un fluido ideal, y como resultado dedujo que el único patrón estable es, como se muestra en la figura 9.2, el ancho de la calle y que cada vórtice se encuentra entre la mitad de los dos vórtices adyacentes en la fila de al frente. Además dedujo la siguiente expresión la cual fue confirmada experimentalmente.. h 1 = arcsenh1 = 0.281 l π. Eq. 9.1.

(50) IM-2003-II-41. 9.3. Número de Strouhal. La variable de Strouhal es un número adimensional relacionado con la frecuencia con la que se forman los remolinos en la calle de vórtices de von Kármán, una distancia característica, en el caso de la figura 9.2 el diámetro de la esfera, y por último la velocidad del fluido. El número de Strouhal esta dado por la siguiente expresión:. St =. ωL U. Eq. 9.2. Los vórtices de von Kármán que ocurren en un rango para Reynolds de entre 102 y 107, cuentan con un número de Strouhal promedio de 0.21..

(51) IM-2003-II-41. 10. CALCULOS DE LA FRECUENCIA DE FORMACION DE VÓRTICES EN EL TUNEL DE VIENTO.. En este numeral se utilizará las definiciones vistas en la sección 8, para hallar una relación entre la frecuencia de desprendimiento de vórtices con el largo del perfil.. 10.1.. Número de Reynolds en el túnel de viento. Comenzaremos hallando el número de Reynolds asociado a la velocidad de operación del rotor puesto en el túnel de viento.. ρUL UC Re = = µ υ. Eq. 9.3. en donde:. •. C es la cuerda del perfil. •. α es el ángulo de ataque del perfil. •. U la velocidad del aire relativa al aspa.. •. υ viscosidad cinemática.. Obviamente el valor de Reynolds es mayor para la punta de la aspa y aumenta a medida de que aumenta la velocidad de giro del rotor. Su valor máximo es 477 mil para una velocidad de 1480 rpm en la punta del álabe. Los resultados se muestran en el anexo C, tabla C.1 en estos se encuentran valores para diferentes posiciones radiales y cuerda de aspa. Podemos apreciar que el número de Reynolds se encuentra entre el rango en el cual es permisible pensar en una aproximación certera del número de Strouhal a 0.21..

(52) IM-2003-II-41. 10.2.. Número de Strouhal para el perfil utilizado en el túnel de viento.. Utilizando la formula de número de Strouhal podemos hallar la frecuencia con la que se forman los vórtices en el perfil utilizado para diferentes velocidades de giro del rotor.. St =. ωL U. = 0.21. L = cuerda * sin α. Eq. 9.4. La longitud L en la expresión anterior es una medida característica que depende de la geometría del cuerpo en el que ocurre la separación del fluido. En el caso del perfil la longitud L es equivalente al seno del ángulo de ataque por la cuerda del perfil [5]. Se hallaron la frecuencia con que se forman los vórtices a las tres velocidades en las que se realizaron mediciones. También se estimó este valor para diferentes valores de la longitud característica L, para la mitad de la cuerda, la longitud total de la cuerda, la cuerda mas la longitud de la lámina larga y por último la longitud de la cuerda mas la lámina corta. Los resultados obtenidos se encuentran en la tabla C.2. Es obvio de los resultados que al aumentar la longitud de la cuerda disminuimos la frecuencia de desprendimiento de los vórtices, es decir menos vórtices por unidad de tiempo, por lo que se espera una reducción del ruido. En la tabla C.1 al aumentar la longitud de la cuerda estamos aumentando el valor de Reynolds por lo que el flujo tiende a ser más turbulento, debido a esto el punto de separación c se corre hacia la derecha en la figura 8.1, disminuyendo así el ancho de la calle de vórtices de von Kármán, de esta manera reduciendo el ruido por efectos aerodinámicos..

(53) IM-2003-II-41. En conclusión se debería obtener una reducción del ruido al agregarle cierta distancia a la longitud del perfil utilizado, teóricamente esta reducción debe ser mayor al utilizar las láminas más largas. El primer caso se cumple como lo han demostrado los datos de la sección 7. Sin embargo el segundo caso no se cumple, si revisamos de nuevo los datos de las figuras 6.3 y 6.5, aquí la mayor reducción se obtuvo con las láminas cortas. Una posible explicación a este fenómeno se debe que al ser relativamente largas las láminas utilizadas de 3 cm y de un material como el acetato, pierden rigidez y comienzan vibrar, aumentando la turbulencia y la cantidad de eddys presentes corriente abajo del borde de fuga del álabe..

(54) IM-2003-II-41. CONCLUSIONES. Se estableció que el ruido producido por el túnel de viento, se debía en su mayoría a efectos aerodinámicos, debido a que según la bibliografía, cuando se tiene concentraciones de energía alrededor de los 1000 Hz lo más probable es que la fuente sea de este tipo. Fue adoptada una solución económica desarrollada por diferentes organizaciones europeas, para reducir el ruido en la punta en equipos eólicos. Esta solución necesitaba ser fácil de implementar que no necesitara de modificaciones mayores ni permanentes en el túnel de viento. Se realizaron láminas en acetato y se pegaron con cinta gris para ductos. Se obtuvieron considerables reducciones de ruido, por encima de 3 dB, lo cual representa importantes reducciones en la presión acústica producida por el túnel. En términos de presión sonora se hicieron reducciones de más del 14% para ciertas frecuencias. Las mayores reducciones de ruido se lograron en la vecindad de frecuencia de mil ciclos por segundo, franja donde se encuentran los mayores niveles de ruido para cada velocidad de giro del rotor. Hubo frecuencias en las que la reducción del nivel de presión sonora era mínimo o incluso donde había un aumento de este, sin embargo, los niveles sonoros en estas frecuencias eran bajos, por lo general debajo de 66 o 68 decibeles. La disminución del ruido puede ser vista también como una reducción en la presión acústica, la cual mostró en general disminuciones de un 14%. Hubo una máxima reducción encontrada usando láminas rectangulares cortas a una.

(55) IM-2003-II-41. velocidad de giro de 1380 rpm. Este valor de disminución, 5.6 dB, se aleja bastante de las demás reducciones. Para poder explicar este fenómeno se necesitaría de más mediciones con diferentes alturas de lámina. Se cree que las reducciones de ruido logradas en este proyecto utilizando láminas adheridas a los álabes son ocasionadas al hecho de que al aumentar la cuerda del perfil en la fuga del aspa, se esta disminuyendo la frecuencia como se desprenden los vórtices en la calle de von Kármán, como lo demuestra los valores obtenidos con el número de Strouhal. El hecho de aumentar la cuerda también disminuye el ancho con el que se produce la estela después del punto de separación, aún más, esta corriendo el punto de separación hacía el borde de fuga, dado que aumenta el número de Reynolds haciendo el flujo más turbulento y así dificultando la separación de la capa límite. Teóricamente dado las reflexiones anteriores se debería disminuir más ruido utilizando las láminas largas. Sin embargo, en el caso de las láminas rectangulares y curvas se obtuvo mayores reducciones con las láminas cortas. Esto se debe talvez al hecho de que al ser poco rígidas las láminas largas vibran y aumentan la turbulencia del fluido. Por lo que se recomienda hacer más mediciones utilizando un material más rígido. Asimismo, se deben realizar mediciones con diferentes geometrías y largos de láminas para poder encontrar una relación entre los diferentes parámetros vistos en este proyecto de grado, como lo son el número de Strouhal y la calle de vórtices de von Kármán..

(56) IM-2003-II-41. BIBLIOGRAFIA 1. Manual de Medidas Acusticas y Control del Ruido. Cyril M. Harris. Vol. I y II. McGraw-Hill. 3ra Edicion. 2. Axial flow fans: desing and Practice. Allan R. Wallis. 3. Serrated Trailing Edge Noise (STENO), K.A Braun, N.J.C.M. van der Borg, A.G.M. Dassen,F. Doorenspleet, A. Gordner, J. Ocker, R. Parchen. Obtenido en la world wide web en: http://pix.nrel.gov:8020/BASIS/nich/www/public/SF (al momento de finalizar este escrito la dirección se encontraba desactivada) 4. Noise Reduction by Using Serrated Trailing Edge Noise (STENO), K.A Braun, N.J.C.M. van der Borg, A.G.M. Dassen, A. Gordner, R. Parchen. Obtenido en la world wide web en: http://pix.nrel.gov:8020/BASIS/nich/www/public/SF (al momento de finalizar este escrito la dirección se encontraba desactivada) 5. Flowfield Measurements Over an Airfoil During Natural Low-Frequency Oscillations Near Stall. A.P. Broeren, M.B. Bragg. University of Illinois at Urbana Champaign. AIAA Journal, Vol. 37, Number 1 6. Mechanics of Fluids. B.S. Massey. 6ta Ed. Editorial Chapmman & Hall. 7. Elementary Fluid Mechanics. R. L. Street, G. Z. Watters, J. K. Vennard. 7ma Ed. Editorial Wiley. 8. Advanced Topics on Aerodynamics. http://aerodyn.org/Unsteady/unsteady.html.

(57) IM-2003-II-41. ANEXO A. Tablas completas y gráficas de los niveles de presión acústica tomados a diferentes posiciones y a tres diferentes velocidades de giro del rotor, del túnel de viento de baja velocidad TVIM 460-30-3.6. Se realizó para todos los casos un barrido espectral de 1/3 de octavo de banda, para un rango de frecuencias entre 20 y 20000 ciclos por segundos. Las medidas fueron tomadas en la primera semana de octubre en las horas de la tarde, la temperatura promedio de la semana era aproximadamente de 18°C.. ANEXO A.1 La primera posición del micrófono corresponde a un metro en frente de la fuente de sonido, al mismo nivel de esta. La segunda posición del micrófono esta situada a un metro en frente de la fuente de sonido a una altura de 1.44 metros, que corresponde a la altura de un trabajador..

(58) IM-2003-II-41. Velocidad de Giro 1260 rpm Posición 1 Posición 2. Velocidad de Giro 1380 rpm Posición 1 Posición 2. Velocidad de Giro 1260 rpm Posición 2 Posición 1. Frecu Leq (dB) Max Peak Leq (dB) MaxPeak Leq (dB) MaxPeak Leq (dB) MaxPeak Leq (dB) MaxPeak Leq (dB) MaxPeak (dB) (dB) (dB) (dB) (dB) (dB) encia 61.6 61.7 20 62.4 64.7 63.4 62.5 25 66.6 67.5 61.7 66.5 31.5 73.3 65.2 70.6 67.0 71.9 40 62.2 76.7 72.6 75.3 72.3 63.4 78.5 50 66.9 82.1 74.6 62.2 79.3 76.6 68.8 83.1 63 69.6 86.8 79.9 66.7 86.6 76.5 71.7 85.9 80 63.5 72.9 86.4 63.3 86.4 71.7 90.5 65.7 82.7 73.7 88.0 100 64.7 75.7 97.6 65.4 88.0 75.7 92.3 68.1 85.9 76.9 92.0 125 65.6 78.5 96.3 69.1 91.3 76.8 93.9 70.0 91.5 78.9 96.9 160 69.0 79.4 98.9 68.5 86.9 78.6 97.6 71.9 90.1 81.2 99.9 200 71.8 81.0 97.1 71.0 94.1 80.9 98.5 74.1 95.8 83.7 103.2 250 72.4 82.3 100.9 71.1 90.7 81.6 101.1 72.7 92.0 85.1 105.3 315 71.7 82.6 101.9 71.2 92.7 82.3 102.7 75.7 95.9 84.2 102.5 400 73.3 82.3 101.2 72.5 92.0 82.5 100.6 76.1 92.9 85.7 109.9 500 74.4 79.6 99.8 74.4 95.1 81.1 99.3 77.4 96.3 84.4 109.3 630 74.6 80.9 102.8 75.1 94.3 81.9 95.1 78.7 97.5 83.2 105.0 800 75.0 78.4 99.5 75.9 97.8 81.0 96.3 78.9 95.4 81.7 103.8 1000 74.8 75.1 93.4 75.6 88.9 79.3 93.0 78.9 91.5 79.7 102.5 1250 73.9 72.8 90.7 74.9 87.6 75.9 86.7 78.1 93.9 77.6 98.8 1600 72.0 70.9 92.5 73.1 88.9 74.4 78.9 76.4 89.0 75.0 99.3 2000 69.3 68.0 84.0 70.4 83.6 71.8 77.2 73.6 86.8 71.3 88.2 2500 67.6 67.5 81.9 68.6 82.2 68.7 74.6 71.2 84.8 68.5 82.9 3150 66.0 66.4 81.1 66.5 81.0 66.2 70.1 68.7 82.3 65.8 79.8 4000 63.8 64.7 80.1 64.3 79.4 63.9 68.2 65.6 79.6 63.1 73.3 5000 72.5 74.0 65.7 62.6 76.2 73.3 6300 67.7 69.7 63.3 74.4 70.7 8000 65.8 67.8 70.4 69.0 10000 62.7 68.3 67.3 63.9 12500 61.8 64.0 61.9 16000 61.4 20000. Tabla A.1. Mediciones del nivel de presión acústica equivalente y máxima, para las dos primeras posiciones a tres diferentes velocidades del rotor..

(59) IM-2003-II-41. Espectro 1/3 de Octava de Banda del Nivel de Presión Sonora a Diferentes Velocidades del Rotor, tomadas en la Posición 1.. 80 70. Leq (dB). 60 50 40 30 20 10 0 100 125. 160 200. 250 315 400 500. 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3150 4000 5000 6300. Frecuencia (Hz). 1380 rpm. 1480 rpm. 1260 rpm. Figura A.1 Nivel de presión sonora en la posición 1.. Espectro 1/3 Octavo de Banda de Máximos Picos de Presión Sonora a diferentes Velocidades del Rotor, tomadas en la posición 1. 110 100 90 Max Pico (dB). 80 70 60 50 40 30 20 10. 80 10 0 12 5 16 0 20 0 25 0 31 5 40 0 50 0 63 0 80 0 10 00 12 50 16 00 20 00 25 00 31 50 40 00 50 00 63 00 80 0 10 0 00 12 0 50 16 0 00 0. 40 50 63. 0. Frecuencia (Hz). 1260 rpm. 1480 rpm. Figura A.2 Nivel máximo de presión sonora en la posición 1..