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Principios Básicos para el Diseño de
Instalaciones de Bombas Centrífugas
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PRINCIPIOS BÁSICOS
PARA EL DISEÑO
DE INSTALACIONES DE
BOMBAS CENTRÍFUGAS
Índice de materias - página 7
Índice alfabético - página 377
Publicado por:
Sterling SIHI
Miembro del Sterling Fluid Systems Group
No admitiremos reclamación alguna sobre el contenido global de este libro. Toda la
información ofrecida está basada en nuestros muchos años de experiencia y salvo ex-
cepciones, el trabajo está corregido según lo mejor de nuestro saber y se facilita sin
ningún tipo de garantía.
En este libro no se hace mención a las patentes existentes, filosofía de diseño o mar-
cas registradas, no excluyendo con ello, que se puedan emplear, si fuera necesario,
nombres o marcas registradas.
La reproducción total o parcial de este libro en cualquier formato está rigurosamente
prohibida. Todos los derechos reservados. Traducción, copia y distribución incluyen-
do la copia en formato electrónico como CD-ROM, DVD, etc, así como su inclusión
en medios de difusión electrónica como VDU e Internet, etc. no está permitido sin la
autorización escrita de Sterling Fluid Systems b.v. quien, realizaría, en su caso, las
acciones legales pertinentes.
7ª edición ampliada y revisada 2003.
© Sterling Fluid Systems B.V.
€70 / US $70
2
Prólogo
Desde sus orígenes el libro “Principios Básicos para el Diseño de Instalaciones
de Bombas Centrífugas” es considerado una referencia básica de consulta para
profesionales del sector. En su 7ª edición ha sido revisado y ampliado para in-
cluir las últimas normas europeas e internacionales. En muchos casos se hace
referencia a normas antiguas así como a las nuevas.
Esta completa edición engloba todos los aspectos relativos con el bombeo de lí-
quidos siendo un libro de consulta básico para el diseño, funcionamiento de
bombas y su instalación.
Además ofrece a diseñadores y operadores una abundancia de detalles al conside-
rar los costos de la vida completa de una instalación de bombeo.
Esta información ha sido recopilada por los ingenieros con mayor experiencia y
conocimiento de Sterling SIHI, asegurando que su contenido tiene un valor in-
calculable para cualquier ingeniero cuyo trabajo, de alguna manera, implique el
bombeo de líquidos.
Nuestro agradecimiento a todos aquellos que han formado parte de esta obra.
3
4
Bombas Centrífugas
Tecnología de Vacío
Diseño de sistemas
Servicio
Programa de fabricación
Bombas centrífugas para
líquidos
• Bombas de voluta
• Bombas químicas
• Bombas de canal lateral
• Bombas multietapa
• Bombas tubo Pitot
• Bombas sin juntas
• Bombas para líquidos
calefactores
• Bombas autoaspirantes
• Mezcladores de fangos
• Bombas verticales
Tecnología de vacío
• Bombas de vacío de anillo líquido
• Compresores de anillo líquido
• Bombas de vacío funcionando en seco
• Eyectores de gas
Diseño de sistemas
• Diseño de sistemas de vacío
• Diseño de sistemas de compresión
• Sistemas de membrana para separación bajo
vacío
• Sistemas de llenado
Servicio
• Servicio en campo
• Servicio / presupuesto reparación en fábrica
• Mantenimiento total de bombas
• Asesoría sobre consumo energético
5
6
Contenido
Fórmulas, Abreviaturas y Unidades 10
1 Parámetros de selección para bombas centrífugas e instalaciones
1.1 Caudal 14
1.2 Caudal masa 15
1.3 Altura total 15
1.4 Capacidad de aspiración 27
1.5 NPSH en bombas centrífugas 28
1.6 Energía específica 37
1.7 Potencia, rendimiento 38
1.8 Velocidad y sentido de giro 41
1.9 Velocidad específica y número tipo característico 42
1.10 Selección de bomba 45
1.11 Diseño de la instalación y coste de su ciclo de vida 45
2 Características de funcionamiento de las bombas centrífugas
2.1 Curvas características 49
2.2 Adaptación a las diversas condiciones de funcionamiento 54
2.3 Influencia en las características por la instalación de un diafragma 69
2.4 Funcionamiento de las bombas centrífugas en circuitos ramificados
de tubería 71
2.5 Puesta en marcha y parada de las bombas centrífugas 77
2.6 Caudales mínimos y máximos 82
3 Pruebas de aceptación de bombas centrífugas
3.1 Comentarios preliminares 86
3.2 Prueba de aceptación según DIN EN ISO 990686
3.3 Prueba de aceptación de las bombas de canal lateral 95
4 Información especial para el diseño de instalaciones de bombas
centrífugas
4.1 Bombas para fluidos viscosos 96
4.2 Diseño de la bomba conforme a la instalación 107
4.3 Diseño de las tuberías de aspiración y de carga 110
4.4 Diseño de la cámara de aspiración de bombas verticales 112
4.5 Cebado de las bombas centrífugas antes de la puesta en marcha 116
4.6 Bombeo de mezclas de líquido y gas 120
4.7 Ondas de presión (golpe de ariete) en sistemas de tuberías 124
7
4.8 Fuerzas y momentos en bridas 128
4.9 Bombeo de partículas en suspensión 130
4.10 Cierre del eje 135
4.11 Bombas estancas 146
4.12 Bombeo para gases licuados 156
4.13 Bombeo para líquidos calientes 162
5 Vibración y ruido
5.1 Vibración y funcionamiento suave 171
5.2 Ruido 172
5.3 Medidas a tomar para reducir el ruido 175
5.4 Nivel de ruido y presión sonora 187
6 Pérdidas de carga en tuberías, válvulas y accesorios
6.1 Pérdida de carga en tuberías rectas 178
6.2 Pérdida de carga en válvulas y accesorios 186
7 Bridas
7.1 Bridas según normas europeas y alemanas 193
7.2 Bridas según normas americanas - ANSI 194
7.3 Bridas según normas internacionales ISO 195
7.4 Prueba de presión 196
8 Instrumentación para el control de instalaciones de bombas
centrífugas
8.1 Medida de la presión 197
8.2 Medida del caudal 198
8.3 Medida de la potencia absorbida 200
8.4 Medida de la velocidad 201
8.5 Medida de la temperatura 202
8.6 Medida de la vibración 203
8.7 Medida del nivel 203
9 Fundamentos de motores eléctricos
9.1 Suministro eléctrico 204
9.2 Tipos de motores eléctricos 206
9.3 Construcción de motores eléctricos 212
9.4 Instalación y funcionamiento de motores eléctricos 216
9.5 Protección contra explosión 228
8
9.6 Control de la velocidad de giro en motores eléctricos 234
9.7 Tablas de selección de motores trifásicos de inducción, CA 238
10 Agua
10.1 Agua mineral, agua potable y agua industrial 245
10.2 Parámetros importantes para valorar las condiciones del agua 245
10.3 Análisis de las aguas 251
10.4 Otras aguas minerales 255
10.5 Aguas de drenaje 255
10.6 Agua tratada en sistemas de calefacción y en plantas generadoras
de vapor 256
10.7 Selección de materiales para diferentes tipos de agua 259
10.8 Propiedades de los diferentes tipos de agua 263
11 Materiales y su selección
11.1 Materiales 265
11.2 Resumen de los materiales más usuales 266
11.3 Materiales US según normas AISI 276
11.4 Materiales US según normas ASTM 277
11.5 Materiales con marca registrada 278
11.6 Resumen de materiales orgánicos 279
11.7 Materiales reforzados con fibra 283
11.8 Materiales cerámicos 284
11.9 Selección del material para el bombeo de líquidos 285
12 Unidades
12.1 Generalidades 305
12.2 Unidades y factores de conversión 307
13 Tablas 329
Índice alfabético 377
9
Términos, Abreviaturas y Unidades
A continuación, se resumen los términos y unidades más importantes empleados en
relación a las bombas centrífugas y su instalación.
Abreviatura Término Unidad Otras unidades
A Área, sección transversal m2 mm2, cm2, dm2
D Diámetro ej. impulsores, tuberías m mm
d Diámetro ej. ejes, camisas de ejes,
orificios
m mm
E Energía J kJ
F Potencia N kN
f Frecuencia Hz
G Fuerza local de la gravedad N kN
g Aceleración local de la gravedad m/s2
H Altura total de la bomba m
J Momento de inercia kg m2
K Unidad de velocidad s–1
k Coeficiente de rugosidad de las
tuberías
m mm
l Longitud m mm, cm, dm
M Par N m
n Velocidad de giro s–1 min–1
NPSH Altura neta positiva de aspiración m
P Potencia W kW, MW
p Presión Pa hPa, bar
Q Caudal m3/s m3/h, L/s
q Caudal masa kg/s kg/h, t/h
Re Número de Reynolds adimensional
10
Términos, Abreviaturas y Unidades (continuación)
S Capacidad de aspiración m3/s m3/h
T Temperatura termodinámica K
t 1. Temperatura centígrada
2. Tiempo
°C
s
min, h, d
U Velocidad del flujo principal m/s
u Velocidad punta m/s
V Volumen m3 dm
3, L
v Velocidad m/s km/h
y Energía específica J/kg m2/s2
z Altitud
Altura sobre la referencia
m
ξ Coeficiente de pérdidas adimensional
η Rendimiento %
λ Coeficiente de rozamiento adimensional
µ Viscosidad dinámica Pa s mPa s, N s/m²
v Viscosidad cinemática m2/s mm2/s
ρ Densidad kg/m3 kg/dm3 kg/L
ω Velocidad angular rad/s
Índices
Los índices permiten referenciar los parámetros o valores medidos a un punto especí-
fico o condición, p.e. ambiental.
Índice Significado Ejemplo
A Referido a la instalación de la bomba HA Altura total de la instala-
ción
abs Absoluta pabs Presión absoluta
all Admisible nmax all Velocidad máxima admi-
sible
amb Ambiente pamb Presión atmosférica
B Equilibrado QB Caudal de equilibrado
11
Índice Significado Ejemplo
D Diferencia, nivel de referencia zD Altura de referencia del
(NPSH).
dyn Dinámico Hdyn Componente dinámico de la
altura total
G Garantizado QG Caudal garantizado
g Deslizamiento vg Velocidad de deslizamiento
geo Estático Hgeo Altura estática
gr Referido al grupo motobomba η gr Rendimiento del grupo
int Interno η int Rendimiento interno
J Pérdida HJ Pérdida de carga
L Fugas QL Caudal de fugas
M 1. Medidor de presión, manómetro
2. Referido al fluido en la línea de
medición del manómetro
p1M Presión en la entrada de la
bomba
ρM Densidad del fluido en la línea
de medición del manómetro
m Referido al rendimiento mecánico h m Rendimiento mecánico
max Máximo nmax Velocidad máxima
min Mínimo nmin Velocidad mínima
mot Referido al motor Pmot Potencia absorbida por el
accionamiento de la bomba
N Nominal PN mot Potencia nominal del motor
op Operativo Qop Caudal operativo
opt Óptimo Qopt Caudal a rendimiento óptimo
r Seleccionado Qr Caudal seleccionado
s 1. Específico
2. Aspiración
ns Velocidad específica
Hs geo Altura estática de aspiración
sch Punto máximo Hsch Altura total a caudal máximo
sp Específico nsp Velocidad específica
ss Aspiración específica nss Índice de aspiración especí-
fica
Índices (continuación)
12
Índices (continuación)
Índice Significado Ejemplo
stable Estable Qmin stable Mínimo caudal estable y
continuo
stat Estática Hstat Altura estática
T Transmitido MT Par transmitido
t Total HJt Pérdida de carga total de la ins-
talación
thermal Térmico Qmin thermal Mínimo caudal térmico
u Útil Pu Potencia hidráulica
v Vapor pv Tensión de vapor
w Operativa pw Presión de trabajo
x 1. Referida a cualquier punto se-
leccionado en la instalación
2. Referido a cualquier valor se-
leccionado
Hx Altura en el punto x
Dx Ø impulsor requerido para un
punto particular de trabajo
z Aspiración (Positiva) Hz geo Altura de aspiración estática
(pos.)
0 A caudal Q = 0 H0 Altura a caudal cero
1 Lado aspiración p1 Presión en la aspiración de la
bomba
1’ Punto de medida en el lado de as-
piración
p1’ Presión en el punto de medida
en el lado de aspiración
2 Lado impulsión p2 Presión en impulsión bomba
2’ Punto de medida lado de impulsión p2’ Presión en el punto de medida
lado impulsión
3, 4 .... Punto intermedio p3 Presión en un punto intermedio
3’, 4’ .... Punto de medida intermedio p3’ Presión en un punto de medida
intermedio
Nota: Un guión (-) entre 2 índices indica una diferencia en valor en el punto dado
pero no indica cuál es el mayor.
Ejemplo: z1–2 = Diferencia entre z1 y z2 .
Ya sea z1 – z2 o z2 – z1
13
1 Selección de bombas centrífugas e instalaciones
1.1 Caudal Q
El caudal Q es el caudal útil (volumen de líquido por unidad de tiempo) que sale de la
bomba a través de su boca de impulsión.
Las unidades de medida más empleadas son m³/s, m³/h y l/s.
El flujo extraído para otros propósitos (tomas de circulación, lavado, etc,) antes de la
boca de impulsión de la bomba debe ser tenido en cuenta al determinar el caudalde la
misma.
Los caudales internos de recirculación, p.e. el caudal de equilibrado QB y las pérdidas
por fugas QL no se toman en consideración al establecer Q.
Podemos establecer los siguientes tipos de caudales:
Abreviatura Término Definición
Qopt Caudal óptimo Caudal en el punto de máximo rendimiento.
Qr Caudal requerido Caudal para el que ha sido pedida la bomba tenien-
do en cuenta las tolerancias oportunas.
Qw Caudal operativo Caudal esperado en condiciones operativas norma-
les.
Qmax Caudal máximo Caudal máximo esperado.
Qmin Caudal mínimo Caudal mínimo esperado.
Qmax all
y
Qmin all
Caudal máximo
o mínimo admi-
sible
Caudal máximo o mínimo que la bomba puede dar
en servicio continuo sin daños, cuando opera a la
velocidad seleccionada y con el líquido para el que
la bomba ha sido suministrada.
Qmin stable Caudal estable
mínimo
Caudal mínimo en el que la bomba puede operar
sin exceder el límite mínimo o máximo de seguri-
dad, ruido o vibración.
Qmin thermal Caudal mínimo
continuo termo-
dinámico
Caudal mínimo en el que la bomba puede operar
sin que la elevación de la temperatura de trabajo
deteriore el líquido bombeado.
QB Caudal de equili-
brado
Caudal requerido para el funcionamiento del siste-
ma de equilibrado del empuje axial.
QL Pérdida de cau-
dal
Caudal de fugas a través de los cierres del eje.
14
Q1 Caudal de aspi-
ración
Caudal que desde la planta entra por la boca de as-
piración de la bomba.
Q2 Caudal de impul-
sión
Caudal entregado a la planta desde la boca de im-
pulsión de la bomba.
Q3,4 ... Caudal interme-
dio
Caudal extraído del flujo principal a través de una o
más derivaciones.
1.2 Caudal masa q
El caudal masa q es la masa de líquido útil descargada por la bomba en la unidad de
tiempo a través de su boca de impulsión.
Las unidades de medida más empleadas son kg/s y t/h.
El caudal masa extraído y recirculado así como el perdido por fugas siguen las mis-
mas pautas que las de caudal.
La relación entre el caudal masa q y caudal Q es :
q = ρ · Q (ρ = densidad del líquido)
Nota:
Los términos empleados en la tabla anterior para caudal Q tienen el mismo significa-
do para el caudal masa q, p.e., qr = caudal masa requerido.
1.3 Altura total de la bomba
1.3.1 La altura total H de una bomba es el trabajo mecánico útil transferido por
la bomba al líquido bombeado y expresado en unidades de energía potencial del lí-
quido bombeado en las condiciones locales de gravedad.
Las alturas se definen como sigue:
Abreviatura Término Definición
Hopt Altura óptima Altura total en el punto de máximo rendimiento.
Hr Altura requerida Altura total para la cual ha sido seleccionada la
bomba teniendo en cuenta las tolerancias oportu-
nas.
H0 Altura a válvula
cerrada
Altura total a caudal cero (Q = 0).
Hsch Altura máxima Altura total máxima de una curva característica.
La altura total H se mide como el incremento de la energía mecánica útil E del caudal
por unidad de peso G entre la entrada y la salida de la bomba.
15
Empleando como unidad de energía N·m y de fuerza N, la energía por unidad de peso
y por lo tanto la altura total está expresada en metros.
N·m / N = m
A pesar de su unidad, la altura total no debe interpretarse, en principio, como una al-
tura, como por ejemplo, la altura de una columna de líquido.
A velocidad constante y caudal Q, la altura total H es independiente de la densidad ρ,
pero es, sin embargo, dependiente de la viscosidad ν e inversamente proporcional a la
aceleración de la gravedad g.
1.3.2 Altura total del sistema HA es la altura total H requerida a la bomba para
mantener el caudal Q en la instalación.
En condiciones de flujo continuo (estable) H = HA. Durante la puesta en marcha
H > HA; la diferencia proporciona la aceleración del líquido en la tubería.
1.3.3 Establecimiento de la altura total
Para establecer la altura total en relación con el caudal, se requiere conocer los pará-
metros de la instalación descritos en las siguientes secciones.
1.3.4 Altura
La altura aquí referida es la diferencia de altitud entre el punto considerado y el nivel
de referencia en la instalación.
El nivel de referencia de la instalación es cualquier plano horizontal que sirve como
base de referencia para el establecimiento de las alturas. Por motivos prácticos, es
aconsejable especificar con exactitud un nivel de referencia en la instalación, por
ejemplo, el nivel del suelo sobre el cual la base de la bomba está montada. Se evitará
un nivel de referencia relacionado con las dimensiones de la bomba, por ejemplo, la
línea central del eje o la brida de aspiración.
La altura es medida en metros (m).
Las alturas se definen como sigue:
Abreviatura Término Definición
z Altura Diferencia de altitud entre el punto considerado y el
nivel de referencia en la instalación.
Nota:
La altura puede ser negativa cuando el punto consi-
derado está por debajo del nivel de referencia.
16
z1 Altura de la aspiración
de la bomba.
Altura del punto central de la boca de aspiración de
la bomba.
z2 Altura de la impulsión
de la bomba.
Altura del punto central de la boca de impulsión de
la bomba.
z1’ Altura del punto de
medición en el lado de
aspiración.
Altura del punto de conexión del manómetro en la
tubería de aspiración.
z2’ Altura del punto de
medición en el lado de
impulsión.
Altura del punto de conexión del manómetro en la
tubería de impulsión.
zA1 Altura de entrada en la
instalación.
Altura del nivel de líquido de la entrada en la insta-
lación. Si el nivel de líquido no está indicado en-
tonces se considera la altura del punto central de la
boca de aspiración de la bomba.
zA2 Altura de salida en la
instalación.
Altura del nivel de líquido de la descarga en la ins-
talación. Si el nivel de líquido no está indicado en-
tonces se considera la altura del punto central de la
boca de impulsión de la bomba.
zD Altura de referencia
del (NPSH).
Diferencia de altitud entre el nivel de referencia de
la instalación y el nivel de referencia (NPSH).
Cuando la diferencia de altura entre dos niveles viene dada con el índice z, los puntos quedan
identificados y separados por un guión.
Abreviatura Término Definición
z1-2 Diferencia de altura entre la entrada y sa-
lida de la bomba.
z1-2 = z2 – z1
z1’-M Diferencia de altura entre el manómetro
lado de aspiración y su punto de medición
Punto de referencia = cero o
punto medio del manómetro
z2’-M Diferencia de altura entre el manómetro
lado de impulsión y su punto de medición
Punto de referencia = cero o
punto medio del manómetro
zx-x Diferencia de altura Diferencia de altura entre dos
niveles en la instalación
17
Fig. 1.01 Instalación de bomba centrífuga
(1)= Nivel de refe-
rencia instalación
(2)= Nivel (NPSH)
Índices
A1= Lado aspiración de
la instalación
1 = Lado de aspiración de bomba
1’= Punto de medición lado aspiración
A2= Lado impulsión de
la instalación
2 = Lado de impulsión de bomba
2’= Punto de medición lado impulsión
18
Para algunas diferencias de nivel se emplea una terminología especial como se indica
a continuación.
Abreviatura Término Definición
Hgeo Altura estática Diferencia de nivel entre las bocas de entrada
y salida.
Hgeo = zA1-A2 = zA2 – zA1
Hz geo Altura estática de
carga
Diferencia de altura entre la entrada en la ins-
talación y el nivel de referencia (NPSH).
Hz geo = zA1-D = zA1 – zD
Hs geo Altura estática de
aspiración
Diferencia de altura entre la entrada en la ins-
talación, la cual es inferior al nivel de referen-
cia, y el nivel de referencia (NPSH).
Hs geo = zA1-D = – zA1 – zD
1.3.5 Sección transversal
La sección transversal se refiere al área de las secciones de las tuberías.
La unidad de medida más empleada es el m².
Se establecen los siguientes tipos de áreas:
Abreviatura Término Definición
A1 Sección de entrada a
labomba
Sección de paso libre del orificio de entrada de
la tubería de entrada a la bomba.
Nota
Para bombas sin tubería de aspiración la sec-
ción transversal de entrada debe ser definida.
A2 Sección de salida de
la bomba
Sección de paso libre del orificio de salida de
la tubería de salida de la bomba.
Nota
Para bombas sin tubería de impulsión la sec-
ción transversal de salida debe ser definida.
Nota 2
Para bombas inline, sumergibles y similares
integradas en la tubería de aspiración, la sec-
ción transversal de esta tubería pude tomarse
como la sección transversal de descarga.
19
A1’ Sección transversal del punto de medición en el
lado de aspiración.
Sección transversal libre en el punto de medi-
ción del manómetro en la tubería de aspira-
ción.
A2’ Sección transversal del punto de medición en el
lado de impulsión.
Sección transversal libre en el punto de medi-
ción del manómetro en la tubería de impulsión.
AA1 Sección transversal de la entrada en la instalación.
Sección transversal libre en una zona definida
de la entrada en la instalación en la que, la
sección, altura y presión son conocidas.
AA2 Sección transversal de la salida en la instalación.
Sección transversal libre en una zona definida
de la salida en la instalación en la que, la sec-
ción, altura y presión son conocidas.
1.3.6 Velocidad del fluido
La velocidad media axial del fluido es la relación entre el caudal en un punto definido
y la sección transversal en ese punto
Q
U = —— en m/s con Q en m³/s y A en m²
A
Si la sección transversal es la de una tubería con un diámetro nominal DN, la veloci-
dad U se relaciona con el caudal Q en m³/h y con el diámetro nominal DN mediante
la siguiente ecuación:
QU ⋅⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛=
2
DN
18,8
en m/s con Q en m³/h (18,8 es el redondeo del valor 18,806319
En esta ecuación el diámetro nominal en mm es generalmente tan próximo al diáme-
tro real que el resultado del cálculo es suficientemente exacto.
La velocidad de fluido para varias secciones transversales seleccionadas se indican
mediante los siguientes índices:
Abreviatura Definición
U1 Velocidad de fluido en la boca de aspiración de la bomba.
U2 Velocidad de fluido en la boca de impulsión de la bomba.
U1’
y
U2’
Velocidad de fluido en el punto de medición de aspiración / impulsión
Nota: sólo tiene valor si A1’ ≠ A1 y/o A2’ ≠ A2
UA1 Velocidad de fluido en la entrada de la instalación.
UA2 Velocidad de fluido en la salida de la instalación.
20
1.3.7 Presión
Las presiones se definen como sigue:
Abreviatura Término Definición
pamb Presión atmosfé-
rica
Presión atmosférica donde está situada la bomba.
pv Tensión de vapor
del fluido bom-
beado
Presión absoluta a la cual el fluido bombeado se
evapora a una determinada temperatura.
Las presiones para varias secciones transversales seleccionadas se indican mediante
los siguientes índices:
A diferencia de la presión atmosférica pamb y la tensión de vapor pv esos valores son
siempre dados como valores relativos de manómetro (por encima o por debajo)
Abreviatura Término Definición
p1 Presión a la entrada
de la bomba
Presión en la sección de entrada de la bomba
al nivel z1
p2 Presión a la salida de
la bomba
Presión en la sección de salida de la bomba al
nivel z2
p1’M Presión manométrica
de entrada
Presión indicada en el manómetro situado en el
conducto de entrada de la bomba al nivel z1’
p2’M Presión manométrica
de salida
Presión indicada en el manómetro situado en el
conducto de impulsión de la bomba al nivel z2’
pA1 Presión de entrada de
la instalación
Presión de entrada en la sección A1. Si existe
un nivel de líquido, ésa es la presión a tomar
pA2 Presión de salida de
la instalación.
Presión de salida en la sección A2. Si existe un
nivel de líquido, ésa es la presión a tomar
La unidad de presión es el Pascal (Pa) siendo el bar, la más empleada en bombas e
instalaciones.
Para convertir las presiones manométricas p1’M y p2’M a presiones de entrada y salida
de la bomba p1 y/o p2 se emplean las siguientes ecuaciones.
Las siguientes ecuaciones son válidas para presiones en bar y densidades en kg/dm³ :
21
U1’² – U1²
p = p + [ρ · g · z + ρ · g · (z + ————— – HJ1’-1)] · 10–2 en bar 1 1’M M 1’-M 1-1’ 2g
U ² – U ² 2’ 2 p = p + [ρ · g · z + ρ · g · (z + ————— + HJ2-2’)] · 10–2 en bar 2 2’M M 2’-M 2’-2 2g
Nota:
ρ es la densidad del fluido bombeado, ρM es la densidad del líquido en el manómetro.
Si la tubería del manómetro está llena con el fluido bombeado entonces ρM = ρ. Si la
tubería del manómetro está llena con aire la primera parte de la ecuación, entre cor-
chetes, puede ignorarse debido a que ρ aire « ρ liquido.
1.3.8 Pérdida de carga
La pérdida de carga se refiere a la pérdida de energía mecánica entre el inicio y el fi-
nal de un tramo de tubería, por ejemplo, las pérdidas en la tubería incluyendo las pér-
didas en la entrada y la salida y las pérdidas debido al montaje de válvulas y otros
accesorios. Las pérdidas dentro de la misma bomba no están incluidas. La unidad de
medida para la pérdida de carga es el metro (m).
Las pérdidas de carga se definen como sigue:
Abreviatura Término Definición
HJ x-x Pérdida de carga La diferencia en energía potencial entre
dos puntos seleccionados.
Nota:
La pérdida puede ser expresada como nivel
total de energía, nivel de presión o nivel de
velocidad.
HJ A1-1 Pérdida de carga en la
entrada
Pérdida de carga entre la sección de entra-
da de la planta y la tubería de aspiración de
la bomba.
HJ 2-A2 Pérdida de carga en im-
pulsión
Pérdida de carga entre la tubería de impul-
sión de la bomba y la sección de salida de
la planta.
HJt Pérdida de carga total de
la instalación
Suma de las pérdidas de entrada y descar-
ga HJt = HJ A1-1 + HJ 2-A2
1.3.9 Nivel de energía
El nivel de energía es la energía mecánica útil de un líquido, por ejemplo, la suma de
la altura estática por encima del nivel de referencia, el nivel de presión (presión medi-
da sobre la presión atmosférica) y la debida a la velocidad de flujo.
La energía de presión útil del líquido a presión estática p, se expresa como una altura
de presión. La unidad de altura de presión es el metro (m).
22
p · 100 x Altura de presión en el punto x = ————— en m, con p en bar y ρ en kg/dm³
ρx · g
La energía cinética útil del fluido bombeado se expresa como una altura de velocidad.
La unidad de altura de velocidad es el metro (m).
U ² x Altura de velocidad en el punto x = ——— en m, con U en m/s
2 g
El nivel de energía total en cualquier punto es:
p · 100 U ² x x H = z + ———— + ——— en m, con p en bar y ρ en kg/dm³ tx x ρx · g 2 g
El nivel de energía absoluta se calcula con la altura de presión expresada como pre-
sión absoluta. El nivel de energía absoluta, por lo tanto, es superior el nivel de energía
en el valor de la presión atmosférica.
p · 100 amb H = H + ————— en m, con p en bar y ρ en kg/dm³ tx abs tx ρx · g
Los niveles de energía se definen como sigue:
Abreviatura Término Definición
Ht1
Energía total en la entrada de la
bomba
p U1 1H = z + ——— + ———
2
t1 1 ρ · g 2 g
Ht2
Energía total en la salida de la
bomba
p U 22 2H = z + ——— + ——— t2 2 ρ · g 2 g
HtA1
Energía total en la entrada de la
planta
p U 2A1 A1H = z + ——— + ——— tA1 A1 ρ · g 2 g
HtA2
Energía total en la salida de la
planta
p U 2A2 A2H = z + ——— + ——— tA2 A2 ρ · g 2 g
23
1.3.10 Cálculo de la altura total
La altura total oenergía mecánica útil de un líquido es, en general, la suma de la
energía debida a la altura estática, la energía de presión y la energía por velocidad.
La altura total se calcula mediante la siguiente ecuación:
Altura total de la bomba
p2 – p U ² 1 2 – U ²1
H = Ht2 – Ht1 = (z2 – z1) + ——— + —————
ρ · g 2 g
Altura total de la instalación
pA2 – p A1 UA2² – UA1² HA = HtA2 – HtA1 = (zA2 – zA1) + ———— + —————
ρ · g 2 g
La altura total de la instalación también se define de la siguient
HA = stat + Hdyn
Componente dinámico
Componente estático
El componente estático de la altura total es independiente del c
gía estática y la energía de presión.
p – pA2 A1 H = (z – z ) + ————— stat A2 A1 ρ · g
El componente dinámico de la altura total es dependiente del c
gía por velocidad y las pérdidas de carga.
UA22 – UA12
Hdyn = —————— + HJt
2 g
24
Energía por velocidad
Energía de presión
a
e
a
Energía estátic
+ HJA1-1 + HJ2-A2
P a
A
A
A
manera:
audal e integ
udal e integ
érdidas de carg
d
ltura de presión
ltura estática
H
ltura por velocida
ra la ener-
ra la ener-
1.3.11 Ejemplo de cálculo de la altura total
1o Ejemplo
Cálculo de la altura total H de una bomba centrífuga
Datos: A1 Sección de aspiración de la bomba DN1 = DN 125
A2 Sección de impulsión de la bomba DN2 = DN 80
A1 Sección transversal en el punto de medición en la tubería de aspiración =
=DN 150
A2 Sección transversal en el punto de medición en la tubería de impulsión =
=DN 125
Alturas
z1 = 350 mm z2 = 650 mm
z1’ = 370 mm z2’ = 700 mm
z1’-M = 140 mm z2’-M = 120 mm
Fluido bombeado: agua fría, ρ = 1,0 kg/dm³
Se pide: Altura total de la bomba H siendo Qr = 100 m³/h
Se han tomado las siguientes lecturas en los manómetros:
p1’M = – 0,2 bar (¡medidos!) p2’M = 11,4 bar
El fluido en el manómetro es el fluido bombeado, entonces ρM = ρ.
La pérdida de carga se calcula como sigue:
HJ 1’-1 = 0,007 m HJ 2-2’ = 0,015 m
La velocidad del fluido se calcula como U = (18,8/DN)² · Q.
U1 = 2,26 m/s U2 = 3,53 m/s
U1’ = 1,57 m/s U2’ = 2,26 m/s
La presión a la entrada de la bomba p1 y a la salida p2 se calcula con la ecuación indi-
cada anteriormente:
1,57² – 2,26²
p = – 0,2 + [1 · 9,81 · 0,14 + 1 · 9,81(0,02 + —————— – 0,007)] · 10-21 2 · 9,81
p1 = – 0,1982 bar
2,26² – 3,53²
p = 11,4 + [1 · 9,81 · 0,12 + 1 · 9,81(0,05 + ——————— + 0,015)] · 10-22 2 · 9,81
p2 = 11,3814 bar
25
Para el cálculo de la altura total de la bomba se emplean los resultados previamente
obtenidos y la ecuación del punto 1.3.10:
p – p U ² – U ² 2 1 2 1H = (z – z ) + ——— · 102+ ————— 2 1 ρ · g 2 g
11,3814 – (– 0,1982) 3,53² – 2,26²
H = (0,65 – 0,35) + ————————— ·10² + —————— = 118,7 m
1· 9,81 2 · 9,81
La altura total de la bomba para Qr = 100 m³/h es igual a 118,7 m.
2o Ejemplo
Cálculo de la altura total de la instalación de una bomba centrífuga HA con depósitos
abiertos tanto en la entrada como en la salida de la instalación, donde el líquido se
encuentra a presión atmosférica.
Datos: Fluido bombeado: agua fría, ρ = 1,0 kg/dm³
AA1 = 0,35 m² AA2 = 0,14 m²
zA1 = 5 m zA2 = 48 m
Presiones: pA1 = pA2 = pamb
Pérdida de carga para Q = 50 m³/h = 0,0139 m³/s
HJ A1-1 = 2 m HJ 2-A2 = 8,9 m
Se pide: Altura total de la instalación HA para Q = 50 m³/h = 0,0139 m³/s
Valores intermedios:
UA1 = Q/AA1 = 0,0139 : 0,35 = 0,04 m/s UA2 = Q/AA2 = 0,0139 : 0,14 = 0,1 m/s
U ² – U ² 0,1² – 0,04² A2 A1Diferencia en la altura por velocidad = ————— = —————— = 0,00043 m
2 · g 2 · 9,81
Normalmente la altura total de la instalación se calcula con la ecuación indicada an-
teriormente. No obstante, en este ejemplo las presiones pA1 y pA2 son iguales y por lo
tanto la diferencia de presión es cero; además como la diferencia en altura por veloci-
dad es despreciable, se puede emplear la siguiente ecuación simplificada.
HA = (zA2 – zA1) + HJ A1-1 + HJ A2-A2 = (48 – 5) + 2 + 8,9 = 53,9 m
La altura total de la instalación para Q = 50 m³/h es igual a 53,9 m.
26
3o Ejemplo
Cálculo de la altura total HA de la instalación para una bomba de alimentación de cal-
deras.
Datos: Agua caliente, t = 160 °C, ρ = 0,9073 kg/dm³, pv = 6,181 bar (absoluta)
Presión atmosférica pamb = 1,011 bar (absoluta)
El depósito de alimentación está por debajo de la tensión de vapor del
agua caliente.
AA1 = 0,35 m² AA2 según DN 150
zA1 = 9 m zA2 = 14 m
pA1 = pv – pamb = 6,181 – 1,011 = 5,17 bar pA2 = 73 bar
Las pérdidas de carga por Q = 130 m³/h = 0,0361 m³/s son
HJ A1-1 = 2,4 m HJ 2-A2 = 11,3 m
Se pide: La altura total de la instalación para Q = 130 m³/h.
Valores intermedios:
UA1 = Q/AI = 0,036 : 0,35 = 0,103 m/s
UA2 = (18,8/DN)² · Q = (18,8 : 150)² · 130 = 2,042 m/s
La altura total de la instalación se calcula mediante la ecuación indicada en el punto
1.3.10.
p – p U ² – U ² A2 A1 A2 A1 HA = (zA2 – zA1 ) + ———— ⋅10² + ————— + H -1 J 2-A2 + HJ A1 ρ ⋅ g 2 g
73 – 5,17 2,042² – 0,103²
= (14 – 9) + —————— ·10² + ——————— + 2,4 + 11,3
0,9073 · 9,81 2 · 9,81
HA = 5 m + 762,1 m + 0,2 m + 2,4 m + 11,3 m = 781 m
La altura total de la instalación para Q = 130 m³/h es igual a 781 m.
1.4 Capacidad de aspiración S
Capacidad de aspiración S es el volumen de gas, dependiendo de la presión de aspira-
ción, que puede bombear la bomba por unidad de tiempo.
Este término es una característica del tamaño de las bombas que vehiculan gases o
mezclas gas/líquido que los contengan, p.e. bombas de vacío de anillo líquido, bom-
bas de canal lateral, o bombas centrífugas de canal lateral con etapa de aspiración,
empleadas para la evacuación de tuberías de aspiración o cebado de bombas centrífu-
gas y su instalación. La capacidad de aspiración y el volumen a evacuar determinan el
tiempo que tarda la bomba en conseguir una reducción de presión.
La unidad de medida para la capacidad de aspiración más empleada es m³/h.
27
1.5 NPSH en bombas centrífugas
El término (NPSH) empleado en bombas centrífugas e instalaciones significa “Altura
Neta Positiva de Aspiración”.
(NPSH) se define como la energía neta (= energía total menos la tensión de vapor) en
la boca de aspiración de la bomba.
p – pamb v (NPSH) = H – z + ———— t1 D ρ1 · g
El valor (NPSH) está referido al nivel de referencia (NPSH), mientras el nivel de
energía en la boca de aspiración de la bomba está referido al nivel de referencia de la
instalación.
El término cavitación está estrechamente relacionado con (NPSH).
La cavitación es la formación de burbujas de vapor al descender la presión estática
por debajo de la tensión de vapor del líquido y su posterior desaparición (implosión)
al subir la presión por encima de la tensión de vapor. Este proceso produce golpes
puntuales de alta presión. Si las burbujas están junto o próximas a una superficie, ej.
pared o álabes del impulsor, los resultados de la implosión también llamado “Micro-
jets”, golpean la superficie de la pared / álabe del impulsor a alta velocidad causando
un fuerte desgaste. Esto explica la estructura porosa tan característica de los materia-
les sometidos a cavitación.
La principal causa de cavitación en bombas centrífugas es la bajada local de la pre-
sión en la entrada de los pasos formados por los álabes del impulsor debido al aumen-
to de la velocidad del líquido en el ojo de entrada del impulsor y a la transmisión de
energía del impulsor al líquido. La cavitación puede aparecer también en otros puntos
de la bombadonde ocurran caídas locales de presión, ej. entrada a difusores, carcasas
y espaciadores.
Normalmente se produce debido a una elevada temperatura del fluido bombeado, a la
reducción de presión en la aspiración de la bomba, al incremento de la altura estática
de elevación en la aspiración o a la reducción en la altura estática de carga en la aspi-
ración.
Los efectos de la cavitación en función de su severidad son:
a) Formación de burbujas aisladas o áreas de burbujas de vapor
Esto sólo puede ser observado y evaluado por examen estroboscópico de la entra-
da del impulsor en una copia especialmente construida del diseño original de la
bomba, que permita la visibilidad interna. Este costoso procedimiento sólo se jus-
tificaría al realizar el diseño hidráulico de impulsores sometidos a grandes esfuer-
zos para grandes bombas de condensados, para optimizar la bomba y las entradas
de los impulsores según los requerimientos (NPSH).
28
b) Caída de la altura total comparada con la de funcionamiento sin cavitación
para el mismo caudal.
La caída se da como un porcentaje de la altura total sin cavitación para ese cau-
dal. En bombas de varias etapas es un porcentaje de la altura total de la primera
etapa.
c) Caída del rendimiento comparado al de funcionamiento sin cavitación.
d) Ruido y cambio del ruido comparado al de funcionamiento sin cavitación.
La implosión de las burbujas de vapor crea un golpeteo similar a piedras en una
hormigonera.
e) Funcionamiento brusco e irregular por un incremento de la vibración en compara-
ción con su funcionamiento sin cavitación.
f) Daños materiales de los elementos internos de la bomba.
La erosión de la superficie del material la convierte en una estructura porosa simi-
lar a la de una esponja.
g) Desplome de la altura total
La altura total de la bomba cae completamente cuando el impulsor llega a estar
bloqueado por las burbujas de la cavitación que evitan cualquier transmisión de
energía al fluido bombeado.
1.5.1 (NPSH) requerido por una bomba
El valor de (NPSH) requerido por una bomba, (NPSHR), es el valor mínimo de ener-
gía total del conjunto, en el nivel de referencia para que el valor (NPSH), en que tiene
que ser superior a la tensión de vapor del líquido bombeado, para garantizar el correc-
to funcionamiento de la bomba sin cavitación a la velocidad, caudal (o altura total)
seleccionado y para el fluido bombeado para el cual la bomba fue diseñada.
El fabricante de la bomba fija el valor (NPSHR) y lo muestra en la curva característi-
ca NPSHR / Q .
El (NPSHR) está basado, en pruebas de cavitación con agua limpia y fría, cuando se
produce una caída del 3% respecto al funcionamiento sin cavitación. Este valor es,
por tanto, (NPSH3). Para bombas de varias etapas el término (NPSH3) se refiere a la
primera etapa.
Para bombas cuya transferencia de energía es superior a la normal, p.e. bombas de
alimentación de calderas o de condensado para grandes centrales de producción de
energía, el valor (NPSHR) es considerablemente mayor que (NPSH3), debido a que
en estos casos se presenta antes los efectos de la vibración y la pérdida de material.
No obstante, la selección de materiales de resistencia adecuada a la cavitación para el
impulsor permite reducir el valor de (NPSHR) y/o prolongar la vida del mismo.
La resistencia a la cavitación del material del impulsor se refleja en la siguiente tabla.
29
Tabla 1.01 Índices de desgaste por erosión debido a cavitación
Material Ejemplo Índice de
desgaste
Fundición de hierro
Aleaciones de bronce y cobre
Fundición acero-cromo
Aluminio - bronce
Fundición acero inoxidable
Acero fundido Duplex
EN-JL1040 EN-GJL-250 (GG25)
CC480KCuSn10-Cu
1.4317 GX4CrNi13-4
CC333GCuAl10Fe5Ni5-C
1.4408 GX5CrNiMo19-11-2
1.4517 GX2CrNiMoCuN25-6-3-3
1,0
0,5
0,2
0,1
0,05
0,02
El índice de desgaste indica en valores relativos la pérdida aproximada de material
comparada con la fundición de hierro, índice de desgaste 1, para el mismo (NPSHD)
y fluido bombeado.
1.5.2 Reducción del valor de (NPSH) para bombeo de agua e hidrocarburos
La experiencia y los resultados de los ensayos indican que las bombas funcionan me-
jor y los daños por cavitación son menores al bombear hidrocarburos sin gases o agua
a alta temperatura. En estas aplicaciones por lo tanto, las bombas requieren un
(NPSHD) menor que para agua fría.
El Hydraulic Institute (HI) ha publicado una tabla donde podemos conocer el
(NPSHR), dependiendo de la temperatura y/o la tensión de vapor de varios hidrocar-
buros.
La aplicación de estas reducciones del (NPSHR) dependen del estricto cumplimiento
con las condiciones en la entrada y las temperaturas de servicio. Por lo tanto, estos
valores reducidos deberían ser considerados cuando el comprador o usuario tiene un
claro conocimiento de este requerimiento.
Según “Standards of Technical Requirements for Centrifugal Pumps” clase I y II
(DIN ISO 9905 y 5199) no está permitido el empleo de factores de corrección para
hidrocarburos.
1.5.3 Nivel de referencia para el valor de (NPSH)
El nivel de referencia para el valor de (NPSH) se define como el plano horizontal que
atraviesa el centro del círculo determinado por los puntos extremos del borde princi-
pal de los álabes del impulsor. En el caso de las bombas de doble aspiración con eje
no horizontal, la entrada del impulsor a más alto nivel es el factor determinante. En
las bombas de eje horizontal el nivel de referencia (NPSH) se sitúa generalmente a la
altura del eje.
30
En las bombas con eje vertical o inclinado, la posición de la entrada del impulsor y
por lo tanto el nivel de referencia del valor de (NPSH) no se puede fijar y ha de ser
dado por el fabricante.
Fig. 1.02 Posición del nivel de referencia para el valor de (NPSH)
1.5.4 (NPSH) disponible en una instalación (NPSHD)
El valor de (NPSH) disponible en una instalación (NPSHD) es el determinado por el
fluido bombeado y el caudal de diseño:
p + p – p U ² 1 amb v 1 (NPSHD) = (z – z ) + —————— + —— 1 D ρ · g 2g
y/o
p + p – p U ² A1 amb v A1 (NPSHD) = (z – z ) + —————— + ——— – HA1 D J A1-1 ρ ·g 2g
Para que una bomba funcione sin problemas ha de cumplirse la condición:
(NPSHD) ≥ (NPSHR)
Por razones de seguridad y para cubrir variaciones en las condiciones de trabajo, a no
ser que existan otras normas a reglamentos que apliquen, se recomienda que exista un
margen de seguridad de aproximadamente 0,5 m, es decir:
(NPSHD) ≥ (NPSHR) + 0,5 m
31
Si la aplicación tiene valores de (NPSHD) inferiores, han de considerarse las siguien-
tes posibilidades:
• Selección de una bomba con velocidad de giro más baja.
• División del caudal entre varias bombas, o utilización de una bomba con impulso-
res de doble entrada, posiblemente sólo en la primera etapa.
• Aplicación de una bomba con un impulsor especial en el lado de aspiración con
un NPSH bajo, p.e. la primera etapa de una bomba de varias etapas.
• Instalación de una bomba previa de baja velocidad (primario).
• Instalación de una bomba vertical con depósito, mediante el cual conforme a la
longitud del depósito, la entrada del impulsor de la primera etapa, y por lo tanto el
nivel de referencia de (NPSH), baja.
Si por razones relacionadas con la aplicación no puede evitarse el funcionamiento de
la bomba en cavitación, p.e. cambio en las condiciones de trabajo o un funcionamien-
to en sobrecarga, entonces, para las piezas delicadas, especialmente el impulsor, en el
caso de bombas de varias etapas el impulsor de la primera etapa, deben elegirse mate-
riales dúctiles que resistan más tiempo la erosión provocada por la cavitación. Estos
materiales y sus índices de desgaste están en la Tabla 1.01.
1.5.5 Ejemplo del cálculo del valor de (NPSH) de la instalación
Los siguientes casos están ilustrados en las Figs.1.03 & 1.04.
Nota! Si la presión atmosférica en la instalación no está claramente especificadala
presión debida a una altura puede ser tomada del capítulo 13 (presión atmosférica).
En todos los ejemplos se entiende que la altura por velocidad UA1²/2g es despreciable.
1o Ejemplo
Aspiración de un recipiente cerrado
Datos: líquido bombeado, agua, t = 60 °C, ρ = 0,9832 kg/dm³
pv = 0,19920 bar, pamb = 1,025 bar, pA1 = 0,4 bar
zA1 = – 3,2 m zD = 0,8 m HJ A1-1 = 1,8 m
Se pide: el (NPSH) disponible de la instalación
p + p – pA1 amb v (NPSHD) = (z – z ) + ——————— – HA1 D J A1-1 ρ · g
0,4 + 1,025 – 0,19920
(NPSHD) = (– 3,2 – 0,8) + —————————— ·10² – 1,8 = 6,9 m
0,9832 · 9,81
El valor (NPSH) disponible de la instalación (NPSHD) es igual a 6,9 m.
32
Fig. 1.03 Instalación de bomba centrífuga, aspiración en carga
(1)= Nivel de referencia
de la instalación
(2)= Nivel de referencia
de (NPSH)
Índices
A1= Entrada lado insta-
lación
1 = Entrada bomba
1’= Punto de medición en la
entrada
33
Fig. 1.04 Instalación de la bomba centrífuga, trabajando en aspiración
(1)= Nivel de referen-
cia instalación
(2)= Nivel de referen-
cia de (NPSH)
Índices
A1= Entrada lado
instalación
1 = Entrada bomba
1’= Punto de medición en la entra-
da
34
2o Ejemplo
Aspiración de un recipiente abierto
En este caso pA1 = 0 o sea, únicamente actúa sobre el nivel del líquido la presión at-
mosférica pamb.
Datos: Líquido bombeado, agua, t = 40 °C, ρ = 0,9923 kg/dm³
pv = 0,07375 bar, pamb = 1,016 bar
(NPSHR) = 2,9 m
(NPSHD) = (NPSHR) + 0,5 m (margen de seguridad) = 3,4 m
HJ A1-1 = 2,7 m
Se pide: La máxima altura estática de aspiración Hs geo
p – pamb v de (NPSHD) = (z – z ) + ———— – HA1 D J A1-1 ρ · g
p – pamb v entonces (z – z ) = (NPSHD) – ———— + HA1 D J A1-1 ρ · g
la máxima altura estática de aspiración Hs geo:
1,016 – 0,07375
(z – z ) = 3,4 – ———————— ·10² + 2,7 = – 3,58 m A1 D 0,9923 · 9,81
El resultado es negativo, por lo tanto la bomba se puede instalar por encima del nivel
del líquido en el recipiente de aspiración. La máxima altura de aspiración posible es
Hs geo = 3,58 m.
Si la bomba se instala a 2000 m de altura sobre el nivel del mar, con el resto de las
condiciones de funcionamiento inalteradas, la altura estática máxima de aspiración
con pamb = 0,795 bar (ver capítulo 13.01) se convierte en:
0,795 – 0,07375
(z – z ) = 3,4 – ———————— ·10² + 2,7 = – 1,31 m A1 D 0,9923 · 9,81
La altura estática máxima de aspiración Hs geo a una altitud de 2000 m sobre el nivel
del mar es sólo 1,31 m. Esto demuestra la gran influencia de la presión atmosférica en
la altura estática de aspiración.
35
3o Ejemplo
Alimentación desde un recipiente cerrado
Datos: Líquido bombeado, agua, t = 140 °C, ρ = 0,9258 kg/dm³
pv = 3,614 bar, pamb = 0,996 bar, pA1 = 3,0 bar
(zA1 – zD) = Hz geo = 16 m HJ A1-1 = 15 m
Se pide: el valor de (NPSH) disponible de la instalación
p + p – pA1 amb v (NPSHD) = (z – z ) + ——————— – HA1 D J A1-1 ρ · g
entonces:
3 + 0,996 – 3,614
(NPSHD) = 16 + ———————— · 102 – 15 = 5,21 m
0,9258 · 9,81
4o Ejemplo
Alimentación desde un recipiente cerrado
Datos: Líquido bombeado, agua t = 160 °C, ρ = 0,9073 k/dm³
pv = 6,181 bar, pamb = 1,013 bar, pA1 = 5,4 bar
(NPSHR) = 4 m (incluido el margen de seguridad), HJ A1-1 = 2m
Se pide: La mínima altura estática de alimentación necesaria Hz geo
p + p – pA1 amb v de (NPSHD) = (z – z ) + ——————— – HA1 D J A1-1 ρ · g
p + p – pA1 amb ventonces (zA1 – zD ) = (NPSHD) – ——————— +HJ A1-1
ρ · g
En lugar de (NPSHD) en este caso se emplea (NPSHR)
5,4 + 1,013 – 6,181
de (z – z ) = 4 – ————————— · 10² + 2 = 3,39 m A1 D 0,9073 · 9,81
El resultado es positivo, por lo tanto la bomba debe estar situada por debajo del nivel
del líquido en el recipiente de aspiración.
La mínima altura estática de carga es Hz geo = 3,39 m.
36
5o Ejemplo
Alimentación desde un recipiente cerrado, que está a la presión correspondiente a la
tensión de vapor del líquido bombeado (condiciones de saturación en el recipiente).
Es este caso particular, pA1 + pamb = pv , por lo tanto, la ecuación simplificada para el
valor disponible de (NPSH) de la instalación queda:
(NPSHD) = (zA1 – zD) – HJ A1-1
y (zA1 – zD) = (NPSHD) + HJ A1-1 + margen de seguridad
Datos: (NPSHR) = 1,3 m, margen de seguridad = 0,5 m, HJ A1-1 = 0,2 m
Se pide: La mínima altura estática de alimentación necesaria Hz geo
(NPSHD) en este caso es igual a (NPSHR) y por lo tanto:
(zA1 – zD ) = 1,3 m + 0,2 m + 0,5 m = 2,0 m
El resultado es positivo, por lo tanto la bomba debe ser instalada debajo del nivel del
líquido en el recipiente de aspiración.
La mínima altura estática de carga necesaria es Hz geo = 2,0 m.
1.6 Energía específica
La energía específica y se define en términos de masa del fluido bombeado.
Es calculada mediante la ecuación:
y = H · g
La unidad es:
J/kg = N m/kg = W/kg s = m²/s²
Comparación entre el nivel de energía y la energía específica.
Nivel de energía Abreviatura Energía específica Abreviatura
Altura total de la bomba
Altura total de instalación
Altitud
Altura de presión
Altura de velocidad
Pérdida de carga
H
HA
z
p/ρ · g
U²/2 g
HJ
De la bomba
De la instalación
De la altura estática
De la presión
De la velocidad
De la pérdida de nivel de
energía
y
yA
z · g
p/ρ
U²/2
yJ
37
1.7 Potencia, rendimiento
1.7.1 La potencia hidráulica Pu dada por la bomba es la potencia útil transmitida
por la bomba al líquido bombeado:
Pu = q · g · H = ρ · Q · g · H
donde ρ es la densidad del líquido bombeado. Si existe un cambio notable en la den-
sidad del líquido bombeado durante su paso a través de la bomba, se emplea como
densidad la de la sección de entrada ρ1.
La unidad de potencia en el Sistema Internacional de Unidades (SI) es el vatio (W).
En la práctica es habitual considerar la potencia en kW. Esto se expresa con la si-
guiente ecuación:
ρ ·Q ·H
P = ———— en kW con ρ in kg/dm³, Q en m³/h y H en m u 367
1.7.2 La potencia absorbida P (potencia tomada) por la bomba, es la potencia ab-
sorbida en el eje o el acoplamiento. Es mayor que la potencia dada Pu por la bomba,
siendo la diferencia entre ambas las pérdidas en la bomba.
Si el rendimiento η de la bomba, que representa las pérdidas en la misma, es conoci-
do, la potencia absorbida por la bomba puede expresarse por la siguiente ecuación:
P ρ · Q · H con ρ en kg/dm³, Q en m³/h y H en m u P = — = ————— en kW
η 367 · η η es expresado como valor decimal
Ejemplo:
Datos: Q = 50 m³/h, H = 54 m, ρ = 1,0 kg/dm³, η = 70 % = 0,70
1,0 · 50 · 54
P = —————— = 10,5 kW
367 · 0,70
Podemos distinguir distintos tipos de potencia:
Abreviatura Término Definición
Pu Potencia dada por la
bomba
Potencia transmitida por la bomba al líquido
bombeado.
Nota
También conocida como potencia hidráulica
de la bomba.
38
P Potencia absorbida por
la bomba
Potencia absorbida en el eje o el acopla-
miento de la bomba.
Pr Potencia absorbida por
la bomba para un
trabajo
Potencia necesaria por la bomba para un
trabajo.
PJ m Pérdida de potencia
mecánica de la bomba
Potencia absorbida por la bomba para ven-
cer las pérdidas por rozamiento en cojinetes
y cierres.
1.7.3 El rendimiento de la bomba η establece la relación entre la potencia hidráuli-
ca suministrada por la bomba y la potencia absorbida en el eje o acoplamiento de la
misma.
El rendimiento de la bomba se expresa mediantela ecuación:
P ρ · Q ·g · H u η = —— = ——————
P P
y con las siguientes unidades:
ρ · Q · H
η = ———— con P en kW, ρ en kg/dm³, Q en m³/h y H en m
367 · P
Ejemplo:
Datos: Q = 200 m³/h, H = 90 m, ρ = 1,0 kg/dm³, P = 64,5 kW
1,0 · 200 · 90
η = ——————— = 0,76 = 76 %
367 · 64,5
Podemos distinguir distintos tipos de rendimiento:
Abreviatura Término Definición
η Rendimiento de la bomba Relación entre la potencia hidráulica
suministrada por la bomba Pu y la poten-
cia absorbida P de la bomba.
η = Pu / P
ηopt
también
ηBEP
ηmax
Rendimiento óptimo El mayor rendimiento de una bomba pa-
ra un líquido y una velocidad de funcio-
namiento dados.
39
ηm Rendimiento mecánico Relación entre la potencia absorbida por
la bomba P menos las pérdidas de po-
tencia mecánica PJ m y la potencia ab-
sorbida para un punto de trabajo
determinado.
ηm = (P – PJ m ) / P
Nota: Dependiendo del tamaño y presta-
ciones de la bomba, ηm se encuentra en-
tre 0,994 y 0,96.
ηint Rendimiento hidráulico Relación entre la potencia hidráulica
suministrada por la bomba Pu y la dife-
rencia entre la potencia absorbida por la
bomba P y las pérdidas de potencia me-
cánica PJ m
ηint = Pu / (P – PJ m )
1.7.4 La potencia instalada PM es la potencia nominal del motor PN. La potencia
instalada debe ser adecuada para todas las condiciones de trabajo.
Al evaluar la potencia instalada necesaria se debe considerar cierta potencia adicional.
Hay que incluir las pérdidas debidas a la inevitable desviación de las condiciones ac-
tuales de los datos de diseño de la instalación de la bomba y del fluido bombeado, y
las pérdidas adicionales de potencia en los cierres del eje, desgaste de material, etc.
En la práctica, si no existen condiciones extremas ni se han solicitado por el cliente
normas o especificaciones especiales, los márgenes que aparecen en la lista son sufi-
cientes como mínimos.
a) Márgenes de potencia para bombas de canal lateral
para P < 1,5 kW 25% PM ≈ 1,25 · P
1,5 a 4 kW 20% PM ≈ 1,2 · P
> 4 kW 10% PM ≈ 1,1 · P
b) Márgenes de potencia para bombas de flujo radial
para P < 1,5 kW 50% PM ≈ 1,5 · P
1,5 a 4 kW 25% PM ≈ 1,25 · P
4 a 7,5 kW 20% PM ≈ 1,2 · P
7,5 a 40 kW 15% PM ≈ 1,15 · P
> 40 kW 10% PM ≈ 1,1 · P
40
c) Márgenes de potencia para bombas de flujo mixto o flujo axial
Los márgenes de potencia de este tipo de bombas está en función de la forma de
la curva de potencia absorbida de la bomba y deben ser establecidos en cada caso
particular en función de las condiciones específicas de servicio.
d) Márgenes de potencia para bombas cuya potencia absorbida es > 100 kW
En estos casos, los márgenes de potencia deben ser cuidadosamente calculados
para evitar el sobredimensionado del motor. El rendimiento juega un papel impor-
tante y la elección del mismo debe ajustarse a las condiciones de funcionamiento
tanto como sea posible.
1.8 Velocidad y sentido de giro
1.8.1 Velocidad
La velocidad n es el número de revoluciones por unidad de tiempo. Para un cuerpo
simétrico, p.e. el impulsor, la unidad es 1/s, pero la unidad más empleada es rpm (re-
voluciones por minuto).
Abreviatura Término Definición
N Velocidad Número de revoluciones por unidad de
tiempo de un cuerpo uniforme giratorio.
nr Velocidad seleccionada Velocidad requerida de una bomba para
cumplir unas condiciones de servicio.
nmax all Velocidad máxima
permitida
Velocidad máxima en la que la bomba pue-
de operar conforme a los datos de selección
y condiciones de la instalación.
nmin all Velocidad mínima
permitida
Velocidad mínima en la que la bomba puede
operar conforme a los datos de selección y
condiciones de la instalación.
1.8.2 Sentido de giro de la bomba
El sentido de giro de la bomba se refiere a la rotación del impulsor / impulsores según
la cual la bomba ha sido diseñada o seleccionada.
a) Sentido horario de rotación (sentido de rotación a derechas)
Sentido horario de rotación del eje de la bomba vista desde el extremo del eje la-
do accionamiento.
Comúnmente designado ‘cw’.
41
b) Sentido antihorario de rotación (sentido de rotación a izquierdas)
Sentido antihorario de rotación del eje de la bomba vista desde el extremo de eje
lado accionamiento.
Comúnmente designado ‘ccw’.
Para bombas que pueden ser accionadas por ambos lados, el sentido de giro se facili-
tará mediante un croquis.
Las bombas llevan marcada una flecha que facilita la identificación del sentido de
giro desde el exterior de la bomba y cuando está parada.
1.9 Velocidad específica y número tipo característico
1.9.1 Velocidad específica ns
Un determinado punto de servicio con un caudal Q y una altura total H se puede con-
seguir mediante bombas centrífugas con impulsores de diferentes formas, dependien-
do de la velocidad. La velocidad específica ns es el valor característico de la forma del
impulsor. Este término se define como la velocidad de un impulsor, geométricamente
similar en todos los aspectos a aquel que para una altura total Hs de 1m da un caudal
Qs de 1 m³/s.
De las leyes de semejanza se extrae la siguiente relación:
(Q / Q ) 0,5s n = n · —————— en rpm donde n en rpm, Q en m³/s s
(H / Hs) 0,75 y H en m
La velocidad específica se refiere a los datos de funcionamiento en el punto de máxi-
mo rendimiento de un impulsor a diámetro máximo. En las bombas de varias etapas
se refiere exclusivamente a los datos de funcionamiento de la primera etapa, debiendo
tener en cuenta que pueden ser impulsores distintos al resto, p.e. impulsores de bajo
NPSH. En el caso de los impulsores de doble entrada se refiere sólo a uno de los lados
del impulsor.
Las definiciones anteriores pueden simplificarse para Qs = 1 m³/s y Hs = 1 m, a las
siguientes:
Q 0,5 n Q 0,5opt opt n = n · —— en rpm y/o ns — H s
= —— · —––––— en rpm
opt
0,75 60 Hopt 0,75
con: n en rpm y/o n en rpm
Qopt en m³/s Qopt en m³/h
Hopt en m Hopt en m
Nota: Para la velocidad específica ns ha sido muy empleada la abreviatura nq.
42
1.9.2 Número tipo característico K
El número tipo característico viene dado por la abreviatura K.
El número característico K, válido para las mismas condiciones que la velocidad es-
pecífica, se define por la siguiente ecuación:
Q 0,5opt K = 2 · π · n · ————— con n en rps, Q en m³/s, g en m/s², H en m
(g · H opt optopt )0,75
El factor de conversión de K a ns es el siguiente:
{n } s {K} = ———
52,919
1.9.3 Número específico de aspiración nss
El número específico de aspiración nss se basa en la velocidad específica. En lugar de
la altura total Hopt , se utiliza el valor (NPSH3) para Qopt.
El número específico de aspiración nss es un número característico para la capacidad
de aspiración y el estado de (NPSH) de una bomba centrífuga y se define con la si-
guiente ecuación:
Q 0,5 n Q 0,5opt opt n = n · ————— · —————–– en rpm qs — en rpm y/o nqs = —— (NPSH3) 0,75 60 (NPSH3)0,75
con: n en rpm y/o n en rpm
Qopt en m³/s Qopt en m³/h
(NPSH3) en m (NPSH3) en m
El valor de nss generalmente es de 130 rpm para un impulsor estándar y de 240 rpm
para un impulsor de bajo NPSH (etapa de aspiración). En algunos casos se presentan
valores inferiores a 130 rpm y hasta 60 rpm. En casos extremos para impulsores de
bajo NPSH, puede llegar a ser de 380 rpm.
El valor característico de una bomba depende del diseño del impulsor, de la veloci-
dad, del caudal y del nivel de cavitación aceptable.
43
1.9.4 Velocidad específica, forma delimpulsor, rendimiento
La velocidad específica y la forma del impulsor tienen una gran influencia sobre el
rendimiento de la bomba. La fig.1.05 muestra la relación entre la velocidad específica
de impulsores de varias formas y el rendimiento de la bomba.
Debe tenerse en cuenta que el tamaño absoluto de la bomba, determinado por el cau-
dal Q, también influye.
-
Impulsores
de paletas
ns=4 a
12 rpm
Impulsores de flujo
radial
ns=8 a 45 rpm
Impulsores de flujo mixto
ns=40 a 160 rpm
Impulsores de
flujo axial
ns=100 a 300
rpm
Fig. 1.05 Velocidad específica, forma del impulsor, rendimiento
44
1.10 Selección de una bomba
La selección de una bomba se basa en unas condiciones de funcionamiento determi-
nadas, especificadas por el diseñador del proceso o el operador.
Se necesita como mínimo la siguiente información:
• Fluido bombeado
El fluido debe quedar completamente definido. La composición de una mezcla
debe estar perfectamente especificada. Cuando sea de aplicación, deben ser cono-
cidos detalles tales como el contenido de sustancias sólidas, componentes corrosi-
vos o abrasivos, gases indisolubles y sustancias peligrosas, como por ejemplo,
inflamables, venenosas, irritantes, etc..
• Temperatura de funcionamiento
La temperatura de funcionamiento es necesaria para el trabajo seleccionado. In-
cluso, a veces, la temperatura máxima y mínima.
• Propiedades físicas del fluido bombeado
Para líquidos y mezclas que no son comunes, es necesario conocer las propieda-
des que dependen de la temperatura: densidad, viscosidad y tensión de vapor.
• Condiciones de funcionamiento
Las condiciones de funcionamiento incluyen el caudal, presiones de aspiración e
impulsión o altura total, (NPSH) o altura disponible (NPSHD). Si estos valores es-
tán sujetos a variaciones debido a las condiciones de la instalación entonces los
valores máximos y mínimos deben ser especificados.
• Normas
Cualquier norma o requerimiento especial se incluirá en la petición de oferta.
La petición se simplifica considerablemente si se usa una hoja de datos de bomba cen-
trífuga que cumpla con las normas EN 25 199, DIN ISO 5199 o DIN ISO 9905. Al
cumplimentar esta hoja de datos se tiene toda la información necesaria para la selec-
ción de la bomba. Los valores fundamentales están marcados con un triángulo negro
en el impreso.
Para asegurar la selección de la bomba más adecuada y de mejor rendimiento para la
aplicación, deben facilitarse el máximo número de datos en la hoja de consulta.
1.11 Diseño de la instalación y costes del ciclo de vida
Un importante paso en el diseño de una instalación es el cálculo y optimización de los
costes del ciclo de vida de la misma.
45
Los costes del ciclo de vida se componen de:
• Costes del capital
• Costes de funcionamiento
• Costes de mantenimiento
• Costes de reparación
• Costes de desechado
1.11.1 Costes del capital
Los costes de capital cubren el coste de la bomba. Dependiendo de las condiciones de
funcionamiento estos costes reflejan el tamaño de la bomba, los materiales de cons-
trucción, las especificaciones del accionamiento y cualquier accesorio.
Para optimizar los costes de capital se deben considerar en el diseño los siguientes
consejos:
Tamaño de la bomba
Caudal Q Sin margen de seguridad.
Altura total H Establecer con la mayor exactitud la altura estática Hstat y la altura
dinámica Hdyn. Evitar excesivos márgenes de seguridad.
Velocidad n Seleccionar, si es posible, motores eléctricos con el menor número
de polos y transmisión directa. Para bombas de alta presión y
bombas con diferencias de presión superiores a 100 bar, velocida-
des > 3000 ó 3600 rpm es, normalmente, más económico que
bombas de gran tamaño o elevado número de etapas.
La velocidad seleccionada es función de los límites mecánicos de
la bomba, cierres de eje y motor. Además, la velocidad puede ser
limitada por el valor (NPSHD).
Construcción de la bomba
Material en contac-
to con el fluido
bombeado
Los materiales deben satisfacer los requerimientos de resis-
tencia a la corrosión, abrasión y erosión y ajustarse a la pre-
sión y temperatura de funcionamiento. Al elegir entre posibles
materiales, hay que estimar si el mejor y en consecuencia el
más caro, puede reducir los costes de mantenimiento y repara-
ción.
Cierres del eje Las propiedades y condiciones del fluido bombeado determi-
nan el tipo de cierres, a menos que se seleccionen bombas es-
tancas. Las consideraciones medioambientales juegan también
un importante papel. Al elegir entre posibles soluciones, se
han de valorar los costes del ciclo de vida de cada opción.
46
Tamaño del motor Calcular los márgenes de seguridad conforme a las normas.
Sólo se superarán estos márgenes de seguridad en casos
excepcionales después de un meticuloso examen de las
condiciones de funcionamiento.
Accesorios
Acoplamiento y
bancada
Es aconsejable, donde sea posible, una construcción mo-
nobloc, bombas inline o verticales de varias etapas, no obs-
tante, sus prestaciones deben ser consideradas.
1.11.2 Costes de funcionamiento
La mayor parte de los costes de funcionamiento recaen en los costes energéticos.
Además de la correcta selección de bomba y accionamiento, (ver 1.11.1) los rendi-
mientos de ambos juegan un papel fundamental.
Mientras sea posible, las bombas deben operar en la zona de rendimiento óptimo. Pa-
ra bombas estándar con un campo fijo de aplicación, se deben hacer ciertas concesio-
nes relativas al rendimiento.
Los motores eléctricos deben operar dentro del rango de su potencia nominal. Si el
motor está sobredimensionado el rendimiento se reduce y por lo tanto los costes de
funcionamiento se incrementan.
Si es necesaria alguna regulación para adaptarse a los cambios de las condiciones de
funcionamiento, se llevará a cabo con las menores pérdidas posibles. El capítulo 2.2
describe las opciones.
Si son necesarios grandes cambios en determinados puntos de funcionamiento merece
la pena estimar las posibles horas de funcionamiento en cada punto y la energía re-
querida para cada uno. Puede, por ejemplo, representar una ventaja dividir el caudal
total de la planta entre un número de bombas, posiblemente de diferentes tamaños,
cada una de las cuales optimizada para un punto de funcionamiento particular. Esto
evita tener fuertes estrangulamientos o hacer funcionar a carga parcial bombas selec-
cionadas para el punto máximo de funcionamiento.
1.11.3 Costes de mantenimiento
Llevar a cabo una supervisión y mantenimiento regular en una instalación de bombas
es un requerimiento necesario para asegurar un funcionamiento sin problemas y pro-
longar la vida operativa.
La experiencia demuestra que un mantenimiento regular tiene un coste menor que las
reparaciones de emergencia en el momento de la avería.
1.11.4 Costes de reparación
Si el mantenimiento rutinario se lleva a cabo con eficacia en la instalación de bombas,
como regla general, no se producirán costos por reparaciones importantes. La sustitu-
ción y reparación de elementos de desgaste y realizado por personal cualificado, pue-
de alargar significativamente la vida de servicio.
47
En el cálculo del coste hay que considerar en su conjunto la economía y el rendimien-
to, los tiempos muertos y la pérdida de producción.
Cuando los costes de reparación son excesivos es conveniente comprobar si las con-
diciones actuales de funcionamiento son todavía las mismas que las especificadas en
el momento de selección de la bomba.
1.11.5 Costes de desechado
Los costes de desechado aparecen cuando, por ejemplo, la reparación de una bomba
no es ya rentable, o si la planta está fuera de servicio y la bomba no puede ser utiliza-
da en otro sitio. Los componentes metálicos que no han sido contaminados pueden ser
reciclados. Plásticos, elastómeros y materiales lubricantes deben ser desechados res-
petando al ambiente, lo cual, produce costes. Es, por lo tanto,aconsejable al diseñar
una instalación de bombas, examinar los aspectos ambientales y de reciclado.
1.11.6 Cálculo de los costes del ciclo de vida
The Confederation of Pump Manufacturers en USA (HI = Hydraulics Institute) y en
Europa (Europump) editaron una especificación para establecer y reducir los Costes
del Ciclo de Vida (Life Cycle Costs LCC) en 1999. Los lectores interesados deben
consultar el borrador o los últimos resultados de esta especificación para incluirlos en
el diseño de las instalaciones.
48
2 Características de funcionamiento de las bombas centrífugas
2.1 Curvas características
2.1.1 Curvas características de las bombas
Para una bomba centrífuga a una velocidad de giro constante, la altura H, la potencia
absorbida P y por tanto el rendimiento η - así como el (NPSHR), son función del
caudal Q. La relación entre estos diferentes valores se representa mediante las curvas
características. La fig. 2.01 muestra, como ejemplo, las cuatro curvas características
correspondientes a una bomba centrífuga de una sola etapa a una velocidad de giro de
n = 1450 rpm.
Fig. 2.01 Curvas características de una bomba centrífuga de una etapa.
49
Fig. 2.02 Influencia de la velocidad específica ns en la forma de las curvas caracte-
rísticas de la bomba. (Curvas mostradas en términos relativos)
50
La curva de altura / caudal H(Q) también conocida como curva de regulación –
representa la relación entre la altura de una bomba centrífuga y su caudal.
En general la altura disminuye al aumentar el caudal. La medida de esta caída en la
altura viene dada en la práctica por la relación:
H – H0 opt—————
Hopt
a menudo llamada “pendiente”.
Esta relación de la pendiente de la curva de altura es una función de la velocidad
específica, siendo sus valores:
Para bombas de canal lateral aprox. 1 a 3
Para bombas de flujo radial aprox. 0,10 a 0,25
Para bombas de flujo mixto aprox. 0,25 a 0,80
Para bombas de flujo axial por encima de 0,80
La pendiente está determinada por el tipo de bomba y la forma de su impulsor y no
puede elegirse arbitrariamente.
Las curvas H(Q), en las que la altura disminuye al aumentar el caudal se denominan
estables (Fig. 2.03a, b y c). En una curva H(Q) estable, a cualquier valor de la altura
le corresponde un valor del caudal único.
Por el contrario, las curvas H(Q) inestables son aquellas en las que se dan caudales
para los cuales la altura aumenta cuando aumenta el caudal (Fig. 2.03d y e). En una
curva H(Q) inestable se pueden asociar dos o más valores del caudal con un solo
valor de altura. Los valores pico en una curva inestable son conocidos como Qsch y
Hsch. La forma de la curva característica en Fig. 2.03e es típica de bombas con eleva-
da velocidad específica, por encima de ns ≈ 110 rpm.
Fig. 2.03
Curvas típicas características H(Q) de bombas centrífugas.
51
La forma de la curva de potencia absorbida P(Q) de una bomba centrífuga es fun-
ción de la velocidad específica (ver Fig. 2.02).
En el caso de bombas de canal lateral, la máxima potencia absorbida se da para
Q = 0. En las bombas de flujo radial, la potencia absorbida aumenta al aumentar el
caudal. La máxima potencia absorbida por las bombas de flujo mixto se produce
aproximadamente para Qopt volviendo a caer a caudales mayores. En el caso de bom-
bas de flujo axial, la máxima potencia absorbida se produce cuando Q = 0, cayendo al
ir aumentando el caudal.
Debido a estas diferencias, las bombas de flujo radial se arrancan generalmente con la
válvula de impulsión cerrada, mientras que las de canal lateral y flujo axial son arran-
cadas con la válvula de impulsión abierta para evitar la sobrecarga del motor de ac-
cionamiento de la bomba durante el arranque.
La curva de rendimiento η(Q) aumenta inicialmente desde cero al aumentar el cau-
dal hasta llegar a un punto máximo (ηopt) y cae después al seguir aumentando el cau-
dal. A menos que haya que tener en cuenta otras consideraciones, ha de elegirse la
bomba de tal manera que el rendimiento óptimo ηopt se acerque lo más posible al
caudal requerido Qr , es decir Qr ≈ Qopt.
La forma de la curva de (NPSH) necesario - (NPSHR) (Q) requerido depende mu-
cho de la velocidad específica (ver Fig. 2.02).
2.1.2 Curva característica del sistema
La curva de características del sistema HA(Q) – también conocida como la curva de
altura de la instalación o de la tubería – representa la altura total requerida de un sis-
tema en función del caudal. Como se indica en el apartado 1.3.10, la altura total del
sistema es generalmente la suma de un componente, altura estática, independiente del
caudal.
Fig. 2.04 Curva de altura del sistema
(Curva de la instalación / tubería)
pA2 – pA1H = (z – z ) + ———— stat A2 A1 ρ · g
y un componente que aumenta con el
cuadrado del caudal, la altura dinámi-
ca.
UA2 ² – UA1 ²H = —————— + Hdyn 2 · Jtg
En casos especiales la altura estática puede ser cero, por ejemplo en los sistemas de
recirculación (calefacción).
52
2.1.3 Relación entre la curva de la bomba y la del sistema
El punto de trabajo de la bomba es aquel en que la altura total generada por ésta es
igual a la altura necesaria de la instalación: en otras palabras, el lugar donde se cruzan
la curva H(Q) de la bomba y la del sistema HA(Q).
Esto determina el caudal Q que puede ser suministrado por la bomba a través del
sistema así como los valores de potencia absorbida P, de rendimiento η y de (NPSH)
requerido (NPSHR) de la bomba. Una importante condición para el funcionamiento
real en el punto de trabajo se estableció en el capítulo 1.5.4, donde el (NPSH) dispo-
nible (NPSHD) de la instalación ha de ser superior al (NPSH) requerido (NPSHR) de
la bomba al menos en el margen de seguridad.
El caudal requerido es normalmente el parámetro principal a la hora de seleccionar
una bomba para un sistema determinado; la altura total del sistema (= altura de la
bomba) se calcula después, sobre la base de unas condiciones de funcionamiento
previamente dadas.
Fig. 2.05 Variación del caudal debido a la variación de la curva HA(Q) real
sobre la curva previamente calculada.
Si este cálculo se basa en algunas suposiciones (p.e. sobre la rugosidad de la superfi-
cie al calcular las pérdidas de carga en las tuberías) o bien si se toman factores de
seguridad amplios, el punto de trabajo real puede diferir del valor calculado, ver Fig.
2.05.
En las curvas HA(Q) de gran pendiente, la variación entre caudales es menor que en
las curvas planas. Por el contrario, las curvas HA(Q) planas tienen ciertas ventajas
sobre las de pendiente pronunciada si el punto de trabajo es modificado por estrangu-
lación en impulsión, ver capítulo 2.2.1.1.
53
Las bombas centrífugas con curvas inestables pueden funcionar satisfactoriamente en
sistemas de características fijas a velocidad de giro constante, con tal que la altura a
caudal H0 sea mayor que el componente estático de la altura del sistema Hstat. En
estos casos, como en el caso de bombas con curvas estables, solo hay un punto de
intersección entre la curva de altura de la bomba y la curva de altura del sistema, ver
(Fig. 2.06, curvas características HAI y HAII).
La forma de las curvas HA(Q) inestables se tienen en cuenta si existe un componente
elástico en el sistema, p.e. un recipiente a presión y varía el componente estático de la
altura del sistema. Si por ejemplo la altura estática Hstat se incrementa, entonces la curva
característica del sistema variará como muestra la Fig. 2.06 desde HAI a HAII, HAIII etc.
El caudal disminuye hasta que en QIV el flujo se interrumpe repentinamente. A válvula
cerrada (Q = 0) la bomba continua funcionando con la válvula de retención en impul-
sión cerrada y a una altura H0. Si la altura estática Hstatvuelve a ser inferior a H0, el
funcionamiento se inicia de nuevo con un caudal correspondiente a la intersección de
H(Q) y HA(Q).
Este proceso continúa con mayor o menor fre-
cuencia según las variaciones de Hstat y en cier-
tas condiciones pueden producirse variaciones
de caudal y golpes de ariete no deseables.
Fig. 2.06 Relación entre curvas HA(Q) ines-
tables y alturas variables de instala-
ción.
Cuando las bombas con curvas de altura ines-
table hayan de bombear en paralelo (ver capítulo 2.4.2 y 2.4.3) o con motores de
velocidad variable, debe hacerse un cuidadoso estudio de las condiciones de funcio-
namiento.
2.2 Ajuste diferentes condiciones de funcionamiento
Si la instalación requiere distintos caudales, ver capítulo 2.1.3, existen diferentes mane-
ras posibles de adaptar una bomba para cubrir las necesidades del sistema correspon-
diente. Estas posibilidades se basan en la variación de la curva del sistema HA(Q), p.e.
• por estrangulamiento (mediante válvula de control)
• por un bypass (mediante válvula bypass)
54
Adaptación de la curva característica H(Q) de la bomba, p.e.
• por recorte del diámetro del impulsor
• por afilado del borde de los álabes del impulsor
• montando etapas ciegas
• por variación de la velocidad (control / ajuste de velocidad)
• por ajuste del ángulo de entrada de los álabes guía, aguas arriba del impulsor
(control mediante turbulencia)
• formando una turbulencia inmediatamente antes del impulsor mediante un bypass
direccional (control mediante turbulencia inducida por bypass)
• por variación del ángulo de incidencia de los álabes (ajuste de la inclinación).
2.2.1 Ajustes de las características del sistema
2.2.1.1 Regulando el sistema por una
válvula de control de impulsión aumenta la
resistencia del flujo y por lo tanto la pérdi-
da de carga del sistema y la pérdida de
altura dinámica Hdyn.
La pendiente de la curva característica del
sistema aumenta produciéndose la intersec-
ción con la curva característica de la bom-
ba a caudales más bajos.
Fig. 2.07 Variación del caudal por estran-
gulación
La válvula de regulación causa pérdidas de energía, por lo tanto, es ineficaz el fun-
cionamiento continuo con una válvula de control. Las pérdidas mínimas por regula-
ción se producen cuando la curva característica H(Q) de la bomba es plana (Fig.
2.08). Por esta razón, el control por regulación se aplica fundamentalmente a las
bombas de flujo radial, ya que en ellas la potencia absorbida disminuye al disminuir
el caudal (ver Fig. 2.02). Incluso donde parezca que el control por regulación es el
más atractivo en cuanto al costo inicial del sistema de control, debe examinarse la
rentabilidad del método ya que los costes de funcionamiento, especialmente con po-
tencias absorbidas elevadas, pueden ser muy altos.
55
Fig. 2.08 Pérdidas por regulación en curvas H(Q) planas y de pendiente pronunciada
Para bombas de canal lateral, de flujo mixto desde ns ≈ 100 rpm y de flujo axial, debe
tenerse en cuenta que la potencia absorbida aumenta al disminuir el caudal. Además,
debido al proceso de regulación, las bombas de flujo axial pueden funcionar en ines-
tabilidad. Esto supondría un funcionamiento brusco con alto nivel de ruidos, siendo
ambas circunstancias inherentes a las bombas de alta velocidad específica. Esta forma
de trabajo ha de ser evitada en lo que respecta a un funcionamiento continuo.
Por principio, la regulación debe efectuarse en el lado de impulsión de la bomba.
Hacer la regulación en el lado de aspiración significaría una reducción del (NPSH)
disponible del sistema (NPSHD), (ver capítulo 1.5.4 ) por lo que podría producirse
cavitación.
2.2.1.2 En el control con bypass se monta, en paralelo con la bomba, una línea de
recirculación a través de la cual parte del caudal de impulsión pasa al de aspiración.
Dependiendo de la curva característica del bypass, la curva característica del sistema
se desplaza hacia caudales mayores.
Qges = QBypass + QA (Fig. 2.09)
Como consecuencia de ello, el caudal de la bomba aumenta desde QI a Qges, y el cau-
dal útil a través del sistema decrece de QI a QA.
56
En los casos de grandes caudales en bypass
y para prevenir un excesivo calentamiento
del líquido bombeado, el líquido debe ser
recirculado y vertido al depósito de aspira-
ción y no al conducto de aspiración.
Fig. 2.09 Control del caudal mediante bypass
El control del caudal mediante bypass es especialmente recomendado para bombas de
canal lateral y de flujo axial ya que la potencia absorbida por la bomba disminuye al
aumentar el caudal.
2.2.2 Ajuste de las características de la bomba
2.2.2.1 La reducción del diámetro del impulsor es un medio muy útil cuando es
necesaria una reducción permanente del caudal y de la altura total de la bomba.
Sin embargo, esto sólo es posible para impulsores de flujo radial y para algunos de
flujo mixto. En el caso de bombas sin difusor, p.e. bombas de voluta, se mecaniza el
diámetro D hasta pasar al diámetro Dx. En el caso de bombas con difusor, p.e. bom-
bas multicelulares, el diámetro se modifica generalmente mecanizando tan solo los
álabes hasta conseguir el diámetro Dx, sin modificar las paredes, según se muestra en
la Fig.2.10.
Fig.2.10 Reducción del diámetro de un impulsor.
57
Si sólo se hacen pequeños recortes en el diámetro del impulsor o de los álabes se
pueden aplicar las siguientes relaciones para el caudal y la altura:
Qx / Q = (Dx / D)²
Hx / H = (Dx / D)²
El diámetro Dx puede hallarse como sigue, utilizando la escala lineal de las coordena-
das de las curvas características H /(Q) (Fig 2.11):
Trazar una línea recta entre el pun-
to Q = 0, H = 0 y el punto de traba-
jo deseado Qx , Hx ; esta línea corta
la curva H(Q) del impulsor no re-
cortado en el punto “S”. Usando los
valores Q y H de este punto, el
diámetro Dx puede calcularse con
la fórmula:
Dx ≈ D · (Qx / Q)0,5
o
Dx ≈ D · (Hx / H)0,5
Fig. 2.11 Variación de las características de la bomba mediante reducción del diáme-
tro del impulsor
Las relaciones anteriores no son válidas si las prestaciones de la bomba necesitan ser
reducidas sustancialmente. En estos casos se recomienda una reducción por fases.
Inicialmente debe reducirse el diámetro un poco por encima del diámetro calculado
Dx. Probar entonces la bomba y determinar el diámetro requerido. Para bombas de
altas prestaciones es necesario establecer este diámetro en varios pasos.
Para evitar este costo, para bombas fabricadas en serie, existen normalmente datos de
diseño que incluyen las curvas H(Q), P(Q) y η(Q), tanto para el diámetro máximo D
como para diversos diámetros recortados Dx . Estos datos se presentan normalmente
como familias de curvas. De esta manera las relaciones arriba mencionadas pueden
utilizarse también para recortes sustanciales del diámetro, interpolando entre valores
de diferentes diámetros del impulsor.
Para bombas de baja velocidad específica, no es considerable la pérdida de rendi-
miento debida a pequeños ajustes del impulsor, pero en bombas de alta velocidad
específica y bombas con impulsores de flujo mixto muestran una notable caída del
rendimiento, incluso para pequeños recortes.
58
Fig. 2.12
H(Q) Curvas características para bombas de voluta de una etapa para diámetros de
impulsor máximo, mínimo e intermedios.
Para bombas multietapa, el ajuste de las características de funcionamiento se puede
realizar combinando impulsores de distinto diámetro. Para cada tamaño de bomba
existe una combinación de diámetros de impulsores y número de etapas que ofrecen,
dentro de un estrecho campo, diferentes características sin tener que incurrir en costos
ni pérdida de tiempo en ajustar el diámetro del impulsor.
Este método no siempre asegura el exacto cumplimiento con el punto requerido (Q y
H). Es posible por lo tanto, que dependiendo de las características, el caudal puedaser mayor que el necesario. Como resultado la altura total y la potencia absorbida
aumentarán. Por lo tanto, este método sólo será empleado para potencias de hasta
50 kW aprox. Para potencias mayores se debe comprobar el rendimiento.
Si una combinación de diferentes impulsores no es aplicable, se mecanizan todos al
mismo diámetro.
Para que el valor (NPSH3) no sea afectado, el impulsor de la primera etapa no se
recorta.
59
Fig. 2.13
H(Q) Características de bombas partidas radialmente, multietapa con varias
combinaciones de impulsores
Los impulsores de bombas para agua residual (impulsores de paletas) y bombas para
lodos no pueden ser recortados por razones hidráulicas. En estos tipos de bombas las
características se ajustan mediante regulación de la velocidad (ver capítulo 2.2.2.4 ).
El recorte de impulsores no es posible para bombas con cuerpo tubular con impulso-
res de flujo axial o mixto. Para cualquier regulación se modifica la inclinación del
álabe o del difusor y/o se selecciona un motor con la velocidad adecuada o con reduc-
tor de engranajes intermedio. De igual manera, las bombas de canal lateral no admiten
recortes en el impulsor.
2.2.2.2 El afilado de los bordes de salida de los álabes del impulsor es un forma de
conseguir pequeños incrementos de la altura total generada por las bombas centrífu-
gas con impulsores de flujo radial o mixto. En la zona de caudal óptimo la curva ca-
racterística H(Q) puede elevarse aproximadamente un 3%. El afilado de los álabes
tiene poco efecto en la altura a caudal cero H0.
60
Fig. 2.14 Afilado de los álabes del impulsor
2.2.2.3 El ajuste al punto de trabajo de las bombas multicelulares se puede conse-
guir montando etapas ciegas. En función de las necesidades, el impulsor y el difusor
de una o más etapas pueden ser sustituidos por etapas ciegas. La altura total de la
bomba se reduce dependiendo del número de etapas ciegas.
Si en la fase de diseño de una instalación se prevé que posteriormente será necesario
incrementar la altura, la bomba puede ser suministrada para la fase inicial con etapas
ciegas, las cuales serán reemplazadas por etapas normales cuando sea necesario una
altura mayor.
2.2.2.4 En el caso de variación de la velocidad de la bomba centrífuga, la curva
característica de la bomba varía según las leyes de semejanza, de acuerdo con las
siguientes relaciones que aplican al caudal y a
la altura:
Qx / Q = nx / n
Hx / H = (nx / n)²
Si la curva H(Q) es conocida para una veloci-
dad de giro n entonces podrá hallarse para
otra velocidad de giro nx. La intersección de
esta nueva curva Hx (Qx) con la del sistema
dará el nuevo punto de trabajo.
Fig. 2.15 Variación del caudal debido a un
cambio de velocidad de la bomba
61
Hay que tener en cuenta que el valor de (NPSH3) de la bomba varía según la siguien-
te relación:
(NPSH3)x / (NPSH3) ≈ (nx / n)x
La primera aproximación de la conversión del valor (NPSH3) se puede hacer con el
factor x = 2 a condición de que nx esté entre el 80 y 120% de la velocidad nominal n y
el caudal Qx esté entre el 50 y 120% del caudal óptimo Qopt a la velocidad nominal n.
Además, el factor x = 2 es sólo válido para bombas con una velocidad específica
ns ≤ 106 rpm.
Si los valores de nx, Qx y ns están fuera de los mencionados anteriormente se deberá
consultar al fabricante.
Para pequeñas variaciones de la velocidad (∆n / n ≤ 0,2), el rendimiento prácticamen-
te permanece constante.
Para variaciones mayores de la velocidad, el rendimiento puede calcularse aproxima-
damente mediante la siguiente ecuación:
ηx ≈ 1 – (1 – η) · (n / nx)0,1
Para la potencia absorbida se utiliza la siguiente ecuación:
Px / P ≈ η / ηx · (nx / n)³
Las fórmulas anteriores son válidas tanto para un aumento como para un descenso de
la velocidad.
El ajuste de las características de la bomba por control de velocidad es el método
más efectivo cuando el caudal de la bomba debe ser ajustado a continuas variaciones
de las condiciones de trabajo.
La potencia absorbida disminuirá si la velocidad disminuye, pues es función del cubo
de la velocidad. El control de la velocidad es el medio más eficaz para modificar las
características de una bomba sujeta a condiciones de trabajo variables.
El control de velocidad es especialmente favorable en instalaciones con una curva del
sistema pendiente. Esto sucede cuando Hstat = 0 o cuando la altura estática total del
sistema es relativamente pequeña. En este caso la bomba seleccionada siempre trabaja
próxima al rendimiento óptimo.
Por el contrario, las instalaciones con curva del sistema plana trabajan en zona de
rendimiento más bajo si la velocidad se reduce.
62
En estos casos es mejor dividir el caudal total entre varias bombas de igual tamaño, o
incluso de diferentes tamaños, pero sin control de velocidad. Otra alternativa es fun-
cionar con una bomba a velocidad normal para el punto de diseño y para puntos de
más demanda utilizar otra bomba controlada por variación de velocidad.
Fig. 2.16 Características de una bomba de voluta de una sola etapa con regulación
por variación de velocidad
La figura también muestra los puntos de intersección entre la curva característica de
la bomba y la curva plana o pendiente del sistema.
63
Los motores para bomba con regulación por velocidad más empleados son:
• Motor trifásico con convertidor de frecuencia
• Motor trifásico con cambio de polaridad
• Motor trifásico con control de velocidad mecánico, hidráulico o mecánico-
hidráulico.
Para información adicional de motores vea sección 9.6, “control de velocidad en mo-
tores eléctricos”.
Para potencias elevadas, por encima de 8MW p.e. para bombas de alimentación de
calderas en centrales térmicas, a menudo se usan turbinas de vapor que normalmente
se regulan por velocidad.
La variación de velocidad se emplea normalmente cuando el recorte del impulsor u
otros métodos para adaptarse a las condiciones de trabajo no son viables por razones
hidráulicas o económicas.
Esto es de aplicación a bombas de agua residual y bombas para líquidos cargados, las
cuales tienen impulsores especialmente diseñados. Si, debido al diseño hidráulico la
bomba no da el Q y H necesarios con acoplamiento directo a la velocidad del motor,
se calcula la velocidad necesaria para alcanzar el punto de trabajo con la bomba en
cuestión. La bomba se acciona por correas y poleas o caja de engranajes para aumen-
tar o reducir la velocidad a la requerida.
La variación de velocidad es también una ventaja si la selección económica de la
bomba no es posible con un acoplamiento directo al motor.
Las velocidades de funcionamiento hasta 7000 rpm son comunes especialmente en
bombas multicelulares de alta presión, p.e. bombas de alimentación de calderas y
también bombas especiales p.e. bombas tubo pitot. Estas bombas son normalmente
accionadas por cajas de engranajes. La variación de velocidad se consigue por medio
de un controlador hidráulico. También se emplean para grandes potencias turbinas de
vapor o de gas.
Para cualquier cambio de velocidad en la bomba, especialmente al aumentar, es nece-
sario tener en cuenta la limitación hidráulica de velocidad con relación al valor
(NPSH) y la limitación mecánica por velocidad de la bomba y del accionamiento.
Según la fórmula, hay que calcular el valor de (NPSH3) con el cuadrado de la rela-
ción de velocidades y, en consecuencia el valor (NPSH) disponible de la planta
(NPSHD) puede limitar el aumento de velocidad.
El límite de velocidad mecánico depende de los valores límite de los rodamientos, la
lubricación, la carga del eje (valor P/n), cierres del ejes (velocidad de deslizamiento
vg) y el material del impulsor.
64
Tabla 2.01 Velocidad máxima admisible del impulsor en función de los materia-
les.
Material Ejemplo umax all en m/s
Fundición de hierroEN-JL1040 EN-GJL-250 40
Fundición de grafito esferoidal
Bronce y latón
EN-JS1030 EN-GJS-400-15
2.1050 G-CuSn 10
50
Acero inoxidable (normal) 1.4008 GX7CrNiMo12-1 95
Acero inoxidable (especial) 1.4317 GX4CrNi13-4 110
Reducir la velocidad generalmente no da problemas, pero en bombas multietapa con
equilibrado hidráulico del empuje axial (dispositivo de seguridad) se debe tener en
cuenta la velocidad mínima para el funcionamiento correcto del sistema de equilibra-
do.
2.2.2.5 El control mediante turbulencia aprovecha el efecto que produce sobre la
curva característica H(Q) de una bomba centrífuga, las turbulencias de líquido en el
impulsor. La turbulencia positiva (es decir, rotación en el mismo sentido de giro del
impulsor) produce en cualquier tipo de bomba centrífuga, una caída de la curva carac-
terística H(Q) en comparación con la curva sin turbulencia. La turbulencia negativa
(ej. rotación en el sentido opuesto a la dirección de giro del impulsor) eleva la curva
H(Q). En este tipo de regulación, la turbulencia se produce mediante el ajuste del
ángulo de incidencia del flujo sobre difusores de entrada situados antes del impulsor.
El campo de regulación para la aplicación de las técnicas de turbulencia depende
fundamentalmente de la velocidad específica de la bomba. Mientras que en el caso de
las bombas de flujo radial la influencia de la turbulencia es muy difícil de apreciar, su
influencia aumenta al aumentar la velocidad específica, p.e. en las bombas de flujo
mixto y axial. En estas bombas el punto de máximo rendimiento ηopt se consigue
generalmente para caudales de diseño en unas condiciones óptimas de entrada en el
impulsor. Modificando las condiciones de entrada del flujo, el punto de trabajo cam-
bia mientras que el rendimiento sólo disminuye ligeramente. Esto significa que el
control mediante turbulencia es un método que produce pocas pérdidas.
El uso de un difusor con perfil de geometría variable (pala difusora), en lugar de
difusores normales, mantiene el rendimiento casi constante sobre un mayor campo
H (Q).
Las curvas H(Q) y η(Q) varían en función de la forma, perfil y ángulo del álabe, dán-
dose los mejores resultados para aplicar la regulación por turbulencia cuando son
necesarios pequeños cambios de caudal con grandes cambios de la altura del sistema.
65
Fig. 2.17 Campo típico para una bomba con carcasa tubular con impulsores de flujo
mixto para regulación por turbulencia.
La figura muestra el límite máximo para un funcionamiento continuo. Por encima de
este límite el funcionamiento de la bomba será ruidoso.
66
Para bombas de agua sucia se utiliza otro método que consiste en instalar un sumidero
de forma espiral. Esto produce turbulencia para caudales bajos pero no para grandes
caudales.
2.2.2.6 Control mediante turbulencia producida por un bypass. Representa un
adelanto sustancial respecto al control normal mediante bypass (ver sección 2.2.1.2)
utilizando las ventajas hidráulicas del control mediante modificación de las condicio-
nes de entrada de flujo al impulsor de la bomba (ver sección 2.2.2.5).
El bypass, conectado en el lado de impulsión de la bomba no se retorna al depósito de
aspiración sino que se devuelve a la entrada de la bomba, de tal manera, que mediante
toberas adecuadas se crea una turbulencia positiva aguas arriba del impulsor. La regu-
lación no se realiza mediante la posición de las toberas sino mediante el caudal. Una
válvula de control en la tubería del bypass es el único dispositivo de ajuste existente
en este tipo de regulación.
2.2.2.7 Control mediante variación de la inclinación, p.e. el ajuste del ángulo de las
paletas del impulsor, es empleado en bombas de flujo mixto o axial con álabes inser-
tados. El dispositivo de control que puede ser mecánico, hidráulico o eléctrico está
normalmente diseñado de manera que la inclinación de las paletas se puede modificar
mientras la bomba está en funcionamiento. De ese modo el caudal se puede ajustar de
inmediato a cambios frecuentes de las condiciones de trabajo dentro de un amplio
rango de control.
En bombas con álabes que no son regulables en funcionamiento, se puede conseguir
también una buena regulación pero empleando más tiempo ya que es necesario des-
montar la bomba para realizar la regulación.
Las curvas H(Q) y η(Q) varían en función de la forma, perfil y ángulo del álabe, dán-
dose los mejores resultados para aplicar la regulación por variación de la inclinación
cuando son necesarios grandes cambios de caudal con pequeños cambios de la altura
del sistema.
Combinado con control por velocidad, p.e. accionamiento con reductor de engranajes,
se consigue un amplio campo de control. El rendimiento permanece prácticamente
constante. Éste es especialmente el caso de una instalación con una altura estática
muy pequeña.
Las bombas con variación de la inclinación deberían arrancar con el mínimo ángulo
de las paletas donde es mínima la potencia absorbida.
Cuando se utiliza un ángulo grande de las paletas hay que tener en cuenta con rela-
ción a la cavitación y a la formación de bolsas de aire, el más mínimo solape entre el
impulsor y la entrada a la bomba. Puede ser necesario llevar a cabo pruebas con mo-
delos.
67
Fig. 2.18 Campo típico de funcionamiento para una bomba de carcasa tubular con
impulsor de flujo mixto y variación por inclinación.
El diagrama muestra el límite máximo para funcionamiento continuo. Por encima de
este límite el funcionamiento de la bomba es ruidoso.
La Fig. 2.18 muestra que es posible un funcionamiento rentable, con regulación por
variación de inclinación, para un amplio rango de caudal.
El ejemplo muestra que para una bomba de carcasa tubular vertical con impulsor de
flujo axial, al cambiar el ángulo del álabe el caudal se reduce inmediatamente de QI a
QII un 25% y la altura cae simultáneamente un 8% desde HI a HII. Por el contrario, el
rendimiento disminuye solo un punto comparado con el punto original de funciona-
miento.
68
2.3 Efectos en las características por el montaje de un diafragma.
2.3.1 Generalidades
Si la curva característica H(Q) tiene que cumplir con un punto de trabajo variable
en una aplicación y para lo cual es necesaria una curva de características muy pen-
diente para cumplir con los requerimientos de instalación y control, esto no podrá
conseguirse sólo modificando la hidráulica de la bomba, y menos en bombas fabri-
cadas en serie. El único método es instalar un diafragma entre la brida de impulsión
de la bomba y la brida de la tubería. Hay que tener en cuenta que esto constituye un
estrangulamiento puro cuyas pérdidas afectan directamente a la curva característica
de la bomba.
La pérdida de presión debida al diafragma sigue una curva cuadrática o parabólica:
∆ px = ∆ Hx · ρ · g = cte · Qx²
La nueva curva característica de la bomba
centrífuga, al colocar el diafragma
calibrado, difiere de la curva anterior en
todos sus puntos en la caída la presión
∆ px.
Fig. 2.19 Recomendaciones para el diseño
del diafragma calibrado.
Fig. 2.20 Influencia del diafrag-
ma en las curvas de característi-
cas.
Como la caída de presión es proporcional al cuadrado del caudal Q, sólo se pueden
especificar y garantizar dos puntos por diafragma. Todos los demás puntos serán
falsos y sólo se podrán conseguir colocando diafragmas diferentes, los cuales
habría que cambiar para cada juego de puntos de trabajo. Limitaciones a tener en
cuenta para la elección de los puntos.
• La altura a válvula cerrada de la nueva curva característica H(Q) no puede ser
superior al valor de la curva original (Fig. 2.21)
• La pendiente de la nueva curva característica H(Q) no puede ser menor que la
de la curva original (Fig. 2.22)
69
Fig. 2.21 Curva imposible Fig. 2.22 Curva posible
Al hacer la prueba de la curva característica H(Q) obtenidacon un diafragma cali-
brado, debe tener en cuenta que el punto de medida no esté a menos de 6 x DN (DN
= diámetro nominal de la tubería) aguas abajo del diafragma y que la caída de pre-
sión permanente se produce sólo después de esa distancia (ver DIN EN ISO5167-1
Código de medida de caudal).
2.3.2 Cálculo del diámetro del orificio del diafragma
Dependiendo de la situación de los dos
puntos garantizados, se distinguen, en prin-
cipio, dos casos:
Caso I: La altura a válvula cerrada de la
bomba no se modifica. En este caso, el
diámetro del diafragma y la consiguiente
caída de presión deben determinarse de
manera que la curva característica alcance el
segundo punto garantizado.
El diámetro d (Fig. 2.19) se puede determinar
mediante la tabla 13.19, siguiendo el ejemplo.
Fig. 2.23 Curva característica para dos
puntos de funcionamiento
Caso II: La pendiente de la curva requerida se expresa por dos puntos arbitrarios
en la curva característica H(Q) (Fig. 2.23), sin embargo, deben tenerse en cuenta las
limitaciones mencionadas en el punto 2.3.1.
Empleando los siguientes valores:
se obtienen los siguientes resultados para:
∆ HI · QII² – ∆ HII · QI² con ∆ HI e ∆ HII en m
∆ H0 = —————————— en m
QII² – QI² y QI y QII en m³/h
∆ H0 < 0: Lo que no puede obtenerse, ya que H0' > H0 (Fig. 2.21)
∆ H0 = 0: H0' = H0, Caso I
70
∆ H0 > 0:
La curva característica deseada se puede obtener sólo recortando el impul-
sor (o varios en el caso de bombas multietapa). Después de que el diámetro
del impulsor requerido ha sido calculado para altura a válvula cerrada,
H0' = H0 – ∆ H0 y la curva característica correspondiente H(Q) (ver aparta-
do 2.2.2.1), se procede como en el caso 1. Es indiferente para cuál de los
dos puntos garantizados se calcule el diámetro del diafragma, sin embargo,
se recomienda hacer el cálculo para los dos, a modo de comprobación.
2.3.3 Influencia del diafragma en el rendimiento
Las pérdidas causadas por el estrangula-
miento en el diafragma reducen el ren-
dimiento. Una bomba a la que se ha colocado
un diafragma ofrece una altura total inferior
con la misma potencia absorbida.
El rendimiento η' de una bomba equipada con
un diafragma se determina como sigue:
∆ H
η' ≈ η (1 – ——)
H
Fig. 2.24 Influencia del diafragma en el rendimiento
2.4 Funcionamiento de las bombas centrífugas en tuberías ramificadas
2.4.1 Tubería de impulsión ramificada y una bomba centrífuga
Si una bomba abastece varias tuberías (p.e. dos tuberías, como se muestra en Fig.
2.25), la HA (Q) combinada de la instalación se determina a partir de las curvas
características individuales del sistema HAI (Q), HAII (Q) etc. mediante la suma de
los caudales individuales QI, QII, etc., a la misma altura total, para dar el caudal
total QI + QII + ... (ver Fig. 2.26). Se asume que las tuberías de aspiración e impul-
sión son cortas hasta llegar a la brida y por tanto las pérdidas de carga en estas sec-
ciones son despreciables. De no usarse tuberías cortas, sería necesario proceder
según el apartado 2.4.3.
71
Fig. 2.25
Bomba con impulsión ramificada
Fig. 2.26
Características para la instalación de Fig. 2.25
El punto de servicio de la bomba se sitúa en la intersección de la curva característi-
ca H(Q) y la curva del sistema HA(Q). La línea horizontal que pasa por el punto de
servicio (línea de igual altura total) donde corta a las curvas individuales HAI(Q),
HAII(Q), etc. determina el valor del caudal que pasa por cada una de las ramifica-
ciones (Fig. 2.26).
Si la altura estática de las ramificaciones no es idéntica Hstat (ver ejemplo in Fig.
2.25), se debe instalar una válvula de retención en cada tubería para evitar retroce-
sos, por ejemplo, que un depósito se vacíe en el otro una vez que la bomba se ha
parado.
2.4.2 Funcionamiento de bombas centrífugas en paralelo con una tubería co-
mún
Si, como se muestra en la Fig. 2.27, dos bombas de curvas características HI(Q) y
HII(Q) impulsan en una tubería común, teniendo el sistema una curva característica
HA(Q) (considerando despreciables las posibles pérdidas de carga de las tuberías
hasta llegar a la común), la curva característica total H(Q) se obtendrá sumando los
caudales QI y QII de cada bomba individual a la misma altura total (Fig. 2.28).
En la intersección de la curva total H(Q) con HA(Q) determina el caudal total a
través de la tubería. La línea horizontal (línea de igual altura), trazada desde este
punto determina los puntos de servicio de cada una de las bombas en sus respecti-
vas curvas características con los caudales QI y QII. Obsérvese que estos caudales
son inferiores a los QI' y QII', valores que cada bomba daría trabajando por separa-
do.
Este fenómeno es más acusado si se trata de bombas con curvas características más
planas y curvas del sistema más pendientes (Fig. 2.29).
72
Fig. 2.27 Instalación con dos
bombas funcionando en parale-
lo
Fig. 2.28 Características de la instalación de la
Fig 2.27 con una curva del sistema plana y curva
de la bomba pendiente
Obsérvese que en estos casos, cuando
trabajan en paralelo, cada bomba traba-
ja en zonas de bajo rendimiento y no se
consiguen incrementos significativos en
el caudal.
En el caso de una curva característica
del sistema muy pendiente, el caudal
puede incrementarse más disponiendo
las bombas en serie en lugar de en
paralelo.
Fig. 2.29 Características de la instalación de la Fig 2.27 con curva pendiente del
sistema y curva plana de la bomba.
Bombas idénticas con características H(Q) inestables (ver apartado 2.1.3), general-
mente trabajan en paralelo sin problemas en instalaciones con sistema de tuberías
“estable”, debiendo tenerse en cuenta que la altura total de la primera bomba en el
punto de trabajo (QI,II; HI,II) tiene que ser menor que la altura a válvula cerrada de la
segunda bomba. Esta segunda bomba sólo puede ponerse en marcha bajo esta con-
dición (Fig. 2.30).
Si ambas bombas se disponen en una instalación con una curva del sistema como la
de la línea de trazos en la Fig. 2.30, este método no puede usarse.
73
Los parámetros de funcionamiento
deben dibujarse en todos los casos,
pero especialmente si se trata de bom-
bas distintas con H(Q) inestables. Sólo
así, se puede determinar con seguridad
si una de las bombas o ambas, en caso
de montaje en paralelo, está trabajando
en una zona donde pudiesen aparecer
oscilaciones de caudal o picos de pre-
sión (ver apartado 2.1.3).
Fig. 2.30 Características para la planta
de la Fig 2.27 con curvas características H(Q) inestables
2.4.3 Funcionamiento de bombas centrífugas en paralelo con tramos de
tubería independientes y comunes
En este caso, los caudales de las bombas individuales (en Fig. 2.31 se muestran dos
bombas), se suman en el punto A, el comienzo del tramo común. Eso supone que
los valores de las alturas totales de las bombas tienen que ser iguales en este punto.
Fig. 2.31 Funcionamiento de bombas centrífugas en paralelo con tramos de tubería
independientes y comunes
74
Fig. 2.32 Curva característica reducida de
la bomba 1 en el punto A (Fig 2.31)
Fig. 2.33 Curva característica reducida de
la bomba 2 en el punto A
La altura total en el punto A se obtiene de las curvas características HI(Q) ó HII(Q)
de cada bomba individual, reduciéndolas según HAI(Q) ó HAII(Q) respectivamente,
curvas del sistema de los tramos no comunes (Fig. 2.32 y 2.33).
Estas curvas reducidas HI red (Q) y
HII red (Q) pueden sumarse en una curva
común Hred(Q), como se ve en el
apartado 2.4.2, sumando los caudales
que se encuentran a la misma altura
total. La intersección de esta curva
“característica” con la curva del
sistema de tubería común HAIII(Q), da
el caudal QI+II que circulará.
Fig. 2.34 Curva característica para la tubería común (Fig 2.31)Los caudales QI y QII se obtienen por la intersección de la línea horizontal con las
curvas características reducidas individuales. Con estos valores QI y QII, se pueden
obtener así mismo H, P, η y (NPSHR), respectivamente para cada bomba.
75
2.4.4 Funcionamiento de bombas centrífugas en serie con una tubería común
Cuando bombas centrífugas trabajan en serie en una instalación con una tubería común,
la altura total de la combinación de bombas es la suma de la altura de cada bomba para el
mismo caudal.
En caso de bombas distintas, es recomendable colocar la primera de la serie aquélla con
más bajo (NPSHR).
2.4.5 Funcionamiento de bombas centrífugas en serie con tuberías ramificadas
Al contrario de lo que ocurre en la instalación
de bombas centrífugas en serie en sistemas con
una sola tubería, en la instalación mostrada en la
Fig. 2.35 (bomba principal nº1 y bomba de apoyo
nº2), las bombas tienen diferentes alturas totales.
Esto puede asimilarse con lo indicado en el apar-
tado 2.4.1, integrando la bomba nº2 con la tubería
II, o sea, definiendo una curva característica del
sistema HAIIred(Q) deduciendo la curva caracterís-
tica HAII(Q) de la curva característica de la bomba
nº2 (Fig. 2.36).
Fig. 2.35 Funcionamiento de bombas centrífugas en serie con tuberías ramificadas
Fig. 2.36 Curva característica reducida
de la tubería II de la instalación
de la Fig 2.35
Fig. 2.37 Curva característica de la insta-
lación de la Fig 2.35
76
A esta curva característica HAII red (Q) se suma a la curva característica HAI (Q) de la tube-
ría I para obtener la curva característica común del sistema HA (Q) de acuerdo con el
apartado 2.4.1. Su intersección con la curva característica H(Q) de la bomba nº1 nos dará
el punto de servicio de la bomba nº1 (Fig. 2.37). La línea horizontal que pasa por este
punto cortará a las curvas características HAI y HAII red para dar los caudales QI’ y QII’. El
caudal QII’ es igual al correspondiente QII de la bomba nº2.
2.5 Arranque y parada de bombas centrífugas
En algunas ocasiones, las condiciones durante el arranque y la parada de las bombas cen-
trífugas pueden ser decisivas en el funcionamiento de una instalación. En tales casos es
importante conocer el par de arranque y los tiempos de arranque y parada de la bomba.
2.5.1 El par de arranque MP es el par necesario durante el arranque para que la
bomba mantenga la velocidad de giro alcanzada en cada momento.
Su valor aumenta desde cero hasta el par nominal. Lógicamente, el par suministrado
transmitido a través del acoplamiento Mm principalmente depende del accionamiento.
Hasta que se alcanza el par nominal MN, el par motor tiene que ser superior al par de
arranque. La diferencia entre estos dos valores de par es el momento de aceleración Mb,
que incrementa la velocidad de todas las masas rotativas de la bomba.
P
MP = 9549 · — en N.m con P en kW, n =rpm
n
Mb = Mm – MP
Fig. 2.38 Arranque de una bomba
centrífuga, diagrama H(Q)
Fig. 2.39 Arranque de una bomba cen-
trífuga, diagrama Mp/(n)
77
Debido a que en las curvas H(Q) asocian a cada punto de servicio posible una velocidad
de giro específica y un par específico (Fig. 2.38), la forma de la curva del par de arranque
viene determinada por la línea a lo largo de la cual el punto de funcionamiento se mueve
desde cero hasta el punto de trabajo "B" a la velocidad nominal. Se pueden distinguir,
básicamente, cuatro casos (ver Fig. 2.38 y 2.39 para un ejemplo de una bomba de flujo
radial de baja velocidad específica, en la que la potencia absorbida P aumenta con el
incremento del caudal Q).
2.5.1.1. Arranque con válvula cerrada que abre después de alcanzarse la velocidad
nominal
Línea 0 - A – B (Fig. 2.38)
Para el sector 0 - A, el par hidráulico de la bomba se incrementa con el cuadrado de la
velocidad de giro. Este par tiene que ser incrementado en el valor correspondiente para
superar el rozamiento de los rodamientos y los cierres del eje, lo cual constituye un rela-
tivamente alto porcentaje sobre el par a baja velocidad. Para n=0 la fricción estática,
también conocida como par de inicio, es particularmente alta.
La fricción estática normalmente representa aproximadamente de un 5 a un 10% del par
nominal. En bombas con impulsor en voladizo y alta presión de aspiración, este valor
puede ser tan alto como el del par nominal.
En el sector A-B, el par de arranque - ahora a velocidad de giro constante - aumenta o
disminuye en función de la curva de potencia absorbida de la bomba. Las bombas de
canal lateral y las de flujo axial, en las que para Q=0 la potencia absorbida y por tanto el
par de arranque, es mayor que en el punto de trabajo, no deben ser arrancadas de esta
manera.
2.5.1.2. Arranque con válvula abierta, con la altura estática actuando sobre la vál-
vula de retención
Línea 0 - C – B (Fig 2.38)
En este caso, el perfil de la curva del par de arranque es idéntica a la del caso anterior en
la que se arranca con la válvula cerrada, hasta el punto C, ya que sólo en este punto pue-
de abrirse la válvula de retención debido a la presión de impulsión de la bomba, inicián-
dose la circulación. El siguiente tramo de la curva se determina construyendo curvas
H (Q) intermedias para las diferentes velocidades de giro en el sector C - B (ver apartado
2.2.2.4) y calculando el par en función de la potencia absorbida. En la práctica, suele ser
suficiente suponer que la curva del par es lineal entre “C” y “B”, mientras que la veloci-
dad de giro en el punto “C” se calcula con la siguiente fórmula:
nC = nN · (Hstat / H0)0,5 con n en rpm, H en m
78
2.5.1.3. Arranque con válvula abierta contra una altura dinámica pura del sistema
Línea 0 – B (Fig 2.38)
Si la tubería es muy corta. El par de arranque MP aumente, además del par debido a la
fricción estática, con el cuadrado de la velocidad de giro, desde cero hasta el par nominal.
Si la tubería es muy larga, el tiempo requerido para acelerar la masa de líquido es consi-
derablemente mayor que el tiempo de arranque de la bomba. La masa de líquido en repo-
so actúa en este caso como una válvula cerrada y el par de arranque tiene una curva simi-
lar a la del caso 1.
2.5.1.4. Arranque con válvula abierta y una tubería de impulsión vacía
Línea 0 - D – B (Fig 2.38)
Mientras la tubería de impulsión permanece vacía, la bomba tendrá que generar una pre-
sión mínima. Si el tiempo que tarda en llenar la tubería es mayor que el tiempo de arran-
que de la bomba, el proceso seguirá la trayectoria O - D y el par de arranque aumentará
con el cuadrado de la velocidad de giro. El sector D -B depende otra vez de la forma de
la curva de potencia absorbida de la bomba. El arranque según la curva O-D-B es mejor
para las bombas en las que la potencia absorbida decrece al aumentar el caudal. La Fig
2.40 muestra el par de arranque de
una bomba de flujo axial para estas
condiciones de arranque. Si la bomba
utilizada tiene curva de potencia, que
aumenta al aumentar el caudal, debe
hacerse una comprobación gráfica
para asegurar que el accionamiento
no se sobrecarga durante el período
en el que la tubería se está llenando.
Si la tubería de impulsión se llena
prácticamente durante el aumento de
la velocidad de giro, la trayectoria
del par será similar a la del caso 3.
Fig. 2.40 Arranque de una bom-
ba de carcasa tubular con válvula abierta y tubería de impulsión vacía
Al arrancar bombas de canal lateral en sistemas con tubería de impulsión vacía, la válvu-
la deberá estar parcialmente cerrada para limitar el caudal y evitar la cavitación en la
bomba.
79
2.5.2 El tiempo de arranque de una bomba centrífuga viene determinado por la
diferencia entre el par aplicado Mm (par transmitido a través del acoplamiento) y el par de
arranque de la bomba MP, es decir, el par en exceso Mb disponible para acelerar el con-
junto de masas giratorias de la bomba desde n = 0 hasta que haya sido alcanzada lavelo-
cidad nominal de giro nN.
Mb = Mm – MP
La Fig. 2.41 muestra cómo el par de entrada Mm
y el par de arranque de la bomba MP y, por tanto
el par de aceleración Mb, dependen de la veloci-
dad de giro.
Fig. 2.41 Gráfico M(n) para el arranque directo
de motor eléctrico y bomba según caso 3
(ver 2.5.1)
Como estas funciones interdependientes no están disponibles en forma analítica, es prác-
tica habitual calcular el par medio de aceleración a partir del par medio entre el par apli-
cado y el par de arranque.
Mb mi = Mm mi – MP mi
La Fig. 2.42 muestra un método suficien-
temente seguro para determinar el par
medio de aceleración. Se puede calcular,
p.e. gráficamente, contando los cuadros
en papel milimetrado entre las curvas de
par aplicado y de arranque.
El tiempo tA para alcanzar la velocidad
nominal nN se calcula con la ecuación:
π n · N Jgrt = —— · ———— en s A 30 Mb mi
Fig. 2.42 Determinación del par medio de aceleración.
80
En esta ecuación:
nN = Velocidad nominal en rpm
Jgr = Momento de inercia del conjunto de masas giratorias en kg m²
Mb mi = Par medio de aceleración en N m
El momento de inercia total Jgr comprende los momentos de inercia del motor, bomba,
acoplamiento y donde aplicable, caja de engranajes o sistema de correas. Siempre está
referido a la velocidad de giro del motor.
Si las velocidades de giro de motor y bomba fuesen diferentes, el momento de inercia JP
(suma de los momentos de inercia de todos los componentes giratorios a la velocidad de
la bomba nP) puede interpolarse a la velocidad del motor mediante la siguiente ecuación:
2
´
⎟
⎟
⎟
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎜
⎜
⎜
⎝
⎛
⋅=
Mot
p
pp
n
nJJ
Como resultado de la favorable relación de pares (Mm : MP) de bombas centrífugas y su
relativamente bajo momento de inercia, el tiempo de arranque queda dentro de los límites
de los motores eléctricos y no presenta problemas.
2.5.3 El tiempo de parada de una bomba centrífuga se halla del mismo modo que el
de arranque, si es conocido el par de arranque MP en función de la velocidad de giro n.
Desde que comienza la parada de la bomba, ya sea porque se proceda a su desconexión o
por fallo en el motor, el par de accionamiento Mm va hacia cero y el par de arranque de la
bomba se convierte en un par de frenado Mv.
El tiempo de parada, es decir, el tiempo que transcurre desde la desconexión del motor
hasta que la bomba está completamente detenida se calcula según la siguiente ecuación:
π n · N Jgr taus = —— · ———— en s 30 Mv mi
donde nN = velocidad de giro en rpm
Jgr = momento de inercia total en kg m²
Mv mi = par medio de frenado en N m
En general, el momento de inercia de los componentes giratorios Jgr es pequeño, por lo
que las bombas centrífugas se detienen rápidamente. En sistemas de tuberías muy largas,
esto podría acarrear, en determinadas condiciones, picos de presión que sobrepasasen los
límites de presión de los componentes del sistema; en casos extremos podríamos tener
rotura en las tuberías, accesorios o instrumentación (ver apartado 4.7.). Aumentando el
momento de inercia Jgr mediante un volante puede incrementarse el tiempo de parada; no
obstante, esos posibles picos de presión deben prevenirse y comprobarse, en cada caso.
81
2.6 Caudales máximo y mínimo
2.6.1 Caudal mínimo en función de la pérdidas internas de potencia
La pérdida de potencia interna Pint produce un aumento de la temperatura del líquido
bombeado. Si se desprecia la pequeña disipación de calor debida a radiación y conduc-
ción, el calor generado equivalente a la pérdida de potencia debe ser eliminado por el
caudal de líquido:
Pint = q · c · ∆ T = ρ · Q · c · ∆ T
o en términos numéricos: Pint = 0,278 · ρ · Q · c · ∆ T en kW
con ρ en kg/dm³, Q en m³/h, c = calor específico en kJ/kg °K
c - Valores para varios líquidos vea tablas 13.16 y 13.17
La pérdida de potencia interna Pint se calcula a partir de la potencia absorbida por la
bomba P después de restar las pérdidas de potencia mecánicas externas Pm y la potencia
hidráulica Pu:
ηm
Pint = P – Pm – Pu = ρ · g · Q · H · (—— – 1)
η
El incremento de temperatura lo da:
o en términos numéricos:
P – PJm – Pu g · H ηm
∆ T = —————— = ——— (—— – 1)
ρ · Q · c c η
H ηm
∆T = 0,01 · — · (—— – 1) en °K
c η
con H en m, c en kJ/kg °K
Fig. 2.43
Pérdida de potencia Pint en función de Q
La Fig. 2.43 muestra esquemáticamente esas condiciones para una bomba centrífuga de
baja velocidad específica.
La Fig. 2.44 muestra la curva del incremento de temperatura ∆T como función del caudal
Q. Teóricamente, con Q = 0 el incremento de temperatura es infinito. Si el máximo in-
cremento de temperatura admisible es ∆Tzul, el caudal no debe ser inferior a un valor
mínimo, también conocido como caudal térmico Qmin térmico. La curva ∆T/(Q) tiene que
establecerse punto a punto y Qmin térmico se obtiene a partir del valor predeterminado ∆Tzul.
La máxima temperatura se da en la brida de salida de la bomba donde, debido a la pre-
sión existente, no hay peligro de evaporación del líquido bombeado.
82
El aumento de temperatura del líquido
bombeado en zonas internas donde hay una
presión estática menor es más problemático,
por ejemplo, en la cavidad posterior o en el
sistema de equilibrado de bombas de varias
etapas, o aguas arriba de la entrada al impul-
sor (en el de la primera etapa en el caso de
las bombas de varias etapas), si parte del
líquido caliente retorna desde el lado de
impulsión de la bomba al de aspiración (a
través de una tubería de equilibrado o un
bypass).
Fig. 2.44 Aumento de temperatura para Qmin térmico
Este caudal de retorno sólo es aceptable si:
• la pérdida interna de potencia y por lo tanto el aumento de temperatura, es pequeño y
puede suponerse que la disipación del calor mediante radiación a través de la tubería
de equilibrio externa o la línea bypass sea lo suficientemente grande.
• la diferencia entre el (NPSH) disponible del sistema (NPSHD) y el valor (NPSH)
requerido por la bomba (NPSHR) es suficientemente grande como para admitir el
aumento de temperatura.
• no causa condiciones inestables de flujo o vibraciones.
En todos los demás casos, el caudal que pasa a través de los conductos de equilibrado o
de bypass debe ser devuelto al depósito de aspiración. Otra posibilidad sería refrigerar el
líquido que es retorna al lado de aspiración, pero el tiempo necesario para controlar la
refrigeración puede crear serias dificultades en casos en los que la carga de la bomba
varíe con frecuencia. Por ello, este método no está muy extendido.
2.6.2 Caudal mínimo en condiciones de flujo inestable
Las bombas centrífugas se seleccionan en la mayor parte de los casos para un caudal de
diseño, una altura total de diseño y una velocidad de diseño que corresponda con el cau-
dal óptimo Qopt .
Dimensiones hidráulicas como el diámetro del impulsor, diámetro de impulsión, sección
del cuerpo de bomba, ángulo de los álabes, etc. se fijan por diseño.
Si el caudal de trabajo es inferior al de diseño u óptimo, el dimensionado hidráulico no se
corresponde con el caudal deseado. Como resultado de recirculación y otras perturbacio-
nes en el caudal, pueden aparecer condiciones de flujo inestable que se manifieste me-
diante el incremento de vibraciones y niveles de ruido, provocando sobrecargas en los
rodamientos.
83
En funcionamiento continuo, para evitar problemas en el funcionamiento o daños en la
bomba, no se debe trabajar por debajo del caudal mínimo Qmin stable determinado por el
fabricante, conocido como “caudal mínimo estable”.
2.6.3 Caudal máximo
Si el caudal de funcionamiento es mayor que el seleccionado y/o el óptimo, hay que re-
mitirse al apartado 2.6.2 ya que estas condiciones pueden dar lugar a flujos inestables.
En funcionamiento continuo, para evitarproblemas de funcionamiento o daños en la
bomba, no se debe trabajar por encima del caudal máximo Qmax stable determinado por el
fabricante, conocido como “caudal máximo estable”.
El máximo caudal admisible puede estar limitado por el valor (NPSH) del sistema
(NPSHD), si el valor (NPSH) de la bomba (NPSHR), incrementando el caudal llega a ser
mayor que el (NPSHD). Estas condiciones de trabajo no son recomendables para proce-
sos de trabajos continuos. Ver apartados 1.5.4. y 2.1.3.
2.6.4 Límites recomendados para caudales máximo y mínimo en funcionamiento
continuo
La siguiente tabla aporta los límites recomendados de Qmin stable y Qmax stable, para procesos
continuos para diferentes tipos de bomba, dependiendo de la velocidad específica ns,
suponiendo que el valor (NPSH) lo permita (ver apartado 1.5.4).
Considérense los apartados 2.1.1, 2.1.3, y 2.4.2 al establecer los límites para bombas de
canal lateral, de flujo axial y centrífugas con características inestables.
Tipo de bomba Bombas de
canal lateral
Bombas de
flujo radial
Bombas de
flujo mixto
Bombas de
flujo axial
ns 4 ... 12 8 ... 45 40 ...160 100 ... 300
Qmin stable/Qopt 0,10 ... 0,64 0,10 ... 0,40 0,60 ... 0,65 ≈ 0,75
Qmax stable/Qopt 1,10 ... 1,40 ≈ 1,50 ≈ 1,35 ≈ 1,10
Tabla 2.02 Límites recomendados para funcionamiento continuo
Los límites para bombas partidas radialmente multietapa con equilibrado del empuje
axial son mucho más ajustados y, por tanto, es muy importante tener en cuenta los datos
del fabricante.
Esto también concierne a bombas con motor encapsulado y bombas con acoplamiento
magnético.
84
2.6.5 Protección de bombas centrífugas
Si el funcionamiento de la instalación exige que la bomba trabaje con una válvula cerra-
da, de control o similar, es necesario proteger la bomba ante la posibilidad de que funcio-
ne por debajo del caudal mínimo. Esto afecta a todo tipo de bombas pero, especialmente
a las de varias etapas de alta presión con dispositivo de seguridad para al empuje axial.
Descender el caudal por debajo del mínimo es especialmente importante en este tipo de
bombas, ya que podría provocar la evaporación del líquido bombeado en el dispositivo de
seguridad para el empuje axial, lo que podría causar inmediatamente fallo en la bomba
con daños considerables.
Existen diversos métodos de protección:
• Retorno continuo del caudal mínimo a través de un bypass con diafragma fijo. Con
este método debe añadirse el caudal mínimo al nominal a la hora de seleccionar la
bomba.
• Retorno del caudal mínimo a través de un bypass con diafragma fijo y una válvula
apertura/cierre. Esta válvula se abre cuando el caudal en la tubería principal descien-
de por debajo del mínimo.
• Regulación del caudal mínimo a través de una válvula automática bypass, por ejem-
plo, una válvula de retención de paso libre. Un muelle opera la válvula de retención
en función del caudal. El ajuste de la válvula controla el caudal del bypass. Se ajusta
de modo que el bypass se abra tan pronto como el caudal en la tubería principal caiga
por debajo del mínimo. Cuando la válvula de retención se cierra, el bypass se abre
completamente. Este método se usa, sobre todo, para bombas de alimentación de cal-
deras y de condensados.
• Regulación del caudal mínimo a través de una válvula de modulación. Ésta puede
estar controlada por el caudal de la tubería principal, por presión o diferencia de tem-
peratura, o por potencia absorbida del motor, no obstante la regulación del caudal es
el método más fiable.
85
3 Ensayos hidráulicos para recepción de bombas centrífugas
3.1 Notas preliminares
Los ensayos hidráulicos para recepción se llevan a cabo de acuerdo con las requeri-
mientos definidos en las normas apropiadas.
La normalización de los ensayos simplifica la comunicación entre el fabricante de
bombas o suministrador y el comprador o inspector de la aceptación.
En general, comprenden:
• Definiciones de todos los parámetros requeridos para describir el funcionamiento
de una bomba centrífuga y determinar las garantías en puntos de servicio
(QG, HG), rendimiento (ηG) y el valor (NPSH) necesario, es decir (NPSHR).
• Indicación de las garantías técnicas y su cumplimiento.
• Recomendaciones para la preparación y para la propia ejecución de los ensayos
de recepción para los valores garantizados.
• Métodos para comparar los resultados obtenidos en las mediciones con los resul-
tados garantizados y para las conclusiones de esta comparación.
• Recomendaciones para la redacción del informe de los ensayos.
• Descripción de los métodos más importantes de medida que se emplean para con-
firmar los valores garantizados.
Los términos utilizados en este contexto como “garantía” o “aceptación” tienen que
entenderse en un sentido técnico, no legal. El término “garantizado” especifica valo-
res de ensayo contractuales, pero no explicita nada respecto a los derechos y obliga-
ciones que pudiesen ponerse de manifiesto si estos valores no se alcanzasen. El
término “aceptación” no tiene connotaciones legales en este contexto. Un ensayo de
recepción satisfactorio no supone por sí mismo una aceptación legal.
Mediciones más exactas en las pruebas y márgenes menores con relación a los valores
garantizados, implican procedimientos y costos adicionales. Los valores garantizados
deben limitarse a los imprescindibles para asegurar el correcto funcionamiento de la
instalación
3.2 Ensayos de recepción según a EN ISO 9906
Esta norma para la recepción de bombas centrífugas combina y sustituye los siguien-
tes normas internacionales anteriores:
• ISO 3555 “Centrifugal pumps (Radial, Mixed flor and Axial pumps) – Guidelines
for Acceptance Test – Class B” (corresponde al grado 1 de la nueva morma)
• ISO 2548 “Centrifugal pumps (Radial, Mixed flor and Axial pumps) – Guidelines
for Acceptance Test – Class C” (corresponde al grado 2 de la nueva norma)
86
Esta norma sustituye además a la norma alemana:
• DIN 1944 “Acceptance Tests for Centrifugal Pumps”
Sin embargo, hay un cambio importante en la verificación de las garantías, ya que la
incertidumbre de las mediciones no debe influir en la aceptabilidad de una bomba y
las tolerancias son sólo debidas a diferencias constructivas.
Se han introducido nuevos factores de tolerancia para asegurar, hasta donde sea posi-
ble, que una bomba que era aceptable según las normas internacionales previas (ISO
2548 y/o ISO 3555), lo será también bajo esta nueva norma internacional.
La norma internacional ISO 5198 “Centrifugal pumps (Radial, Mixed flor and Axial
pumps)- Code for hydraulic performance tests – Precision grade”, no se entiende co-
mo un código de ensayos de aceptación. Da las directrices para las mediciones de alta
precisión y para los métodos termodinámicos para medida directa de los rendimien-
tos, pero no recomienda verificación de garantías.
3.2.1 Generalidades
La norma internacional EN ISO 9906 especifica las pruebas de las características
hidráulicas para la aceptación de bombas centrífugas (bombas Radiales, Flujo mixto y
Axiales, de aquí en adelante designadas simplemente como “bombas”). Para bombas
de canal lateral, ver apartado 3.3. Es aplicable a bombas de cualquier tamaño y para
cualquier líquido bombeado que se comporte como agua fría y limpia.
La norma contiene dos grados de precisión de medida:
• Grado 1, para precisión más alta
• Grado 2, para precisión más baja
Estos grados incluyen diferentes valores para factores de tolerancia, para fluctuacio-
nes admisibles e incertidumbres de las mediciones.
Para factores de tolerancia más altos en bombas fabricadas en serie, cuya selección se
hace por curvas de características típicas y para bombas de potencia inferior a 10 kW,
vea tabla 3.05.
Esta norma es de aplicación tanto para una bomba en sí misma, sin ningún accesorio,
y para la combinación de esa bomba asociada con todos o parte de sus accesorios
aguas arriba y/o aguas abajo.
Si el fabricante/suministradory el comprador no acuerdan otra cosa, lo siguiente es de
aplicación:
• Precisión de grado 2
• El ensayo se realizará en instalaciones del fabricante
• Las pruebas de cavitación (NPSH) no están incluidas
Cualquier desviación con los puntos anteriores debe ser acordada entre el fabricante y
el comprador.
87
Entre otras, las desviaciones suelen ser:
• Acuerdo de precisión grado 1
• Sin factores de tolerancia negativos
• Factores de tolerancia más altos para bombas producidas en serie y para bombas
de potencia menor de 10 kW
• Número de bombas a ensayar en caso de un pedido de varias bombas idénticas
• Comprobación del comportamiento de la bomba con respecto a la temperatura de
los rodamientos, niveles de ruido y vibración durante los ensayos de aceptación
• Banco de pruebas para comprobar la capacidad de autoaspiración de las bombas
autoaspirantes
• Procedimiento para predecir las características de la bomba basado en un ensayo
con agua limpia y fría
• Alcance de la garantía
a) Bomba sin motor o conjunto de bomba y motor
b) Bomba con o sin tubería
c) Valores garantizados para uno o más puntos de trabajo (por ejemplo caudal,
altura total, potencia absorbida, rendimiento, (NPSHR))
• Factores de tolerancia en el punto de funcionamiento y otros puntos, si son varios
los puntos de funcionamiento garantizados
• Montajes similares de bombas (por ejemplo, varios rotores en la misma carcasa)
• Requerimiento para ensayos de cavitación (NPSH)
• Indicaciones para la ecuación de conversión del valor (NPSH)
3.2.2 Garantía
Un punto garantizado estará definido por un caudal garantizado QG y una altura ga-
rantizada HG.
El fabricante/suministrador garantiza que bajo las condiciones especificadas y a la
velocidad especificada, la curva medida H(Q) cumplirá con el intervalo de tolerancia
correspondiente al punto garantizado (ver Fig. 3.01).
Además, para el caudal garantizado, podrían garantizarse uno o más de los siguientes
valores para las condiciones especificadas y a la velocidad especificada:
• Rendimiento de la bomba ηG o rendimiento combinado del conjunto bomba - mo-
tor ηgr G
• El valor requerido de (NPSH), es decir (NPSHR)
A menos que se acuerde otra cosa, el punto garantizado es válido para agua fría y
limpia.
88
3.2.3 Prueba de velocidad
A menos que se acuerde otra cosa, pueden realizarse pruebas de velocidad de giro en
un rango del 50 al 120% de la velocidad especificada. No obstante, debe observarse
que para desviaciones superiores al 20% respecto la velocidad especificada el rendi-
miento puede verse afectado.
Para los ensayos de (NPSH), la velocidad de giro debe permanecer en el rango del 80
al 120% de la velocidad de giro especificada, dado que el caudal se sitúa entre el 50 y
el 120% del caudal correspondiente al rendimiento máximo a la velocidad de giro del
ensayo. Esto, siempre que el número tipo K sea menor o igual a 2. Para bombas con
un número tipo mayor que 2 debe acordarse especialmente entre las partes.
3.2.4 Ensayos de bombas con líquidos distintos a agua limpia y fría
Las prestaciones de una bomba varían considerablemente con la naturaleza del líqui-
do bombeado (viscosidad, gases disueltos, contenido sólido etc.). Aunque no es posi-
ble dar normas generales para que a partir de las prestaciones con agua fría y limpia
se puedan predecir las prestaciones con otro líquido, es deseable que las partes acuer-
den métodos empíricos que se ajusten al caso particular y para los ensayos con agua
fría y limpia. En el apartado 4.1.2.2. se encuentran las directrices para la corrección
de los resultados de los ensayos para líquidos viscosos.
La especificación de “agua fría y limpia” de acuerdo con la Norma se define en la
siguiente tabla:
Tabla 3.01 Especificación de “agua fría y limpia”
Característica Unidad Valor máximo
Temperatura
Viscosidad cinemática
Densidad
Contenido en sólidos no disueltos
Contenido en sólidos disueltos
°C
m²/s
kg/m³
kg/m³
kg/m³
40
1,75 · 10–6
1050
2,5
50
El contenido total de gas disuelto y libre en el agua no debe exceder el volumen de
saturación según las siguientes condiciones:
• para un circuito abierto, el volumen de saturación correspondiente a la presión y
temperatura en la entrada del depósito abierto
• para un circuito cerrado, el volumen de saturación correspondiente a la presión y
temperatura en el depósito cerrado
89
Los valores de caudal, altura y rendimiento de las bombas destinadas a líquidos dife-
rentes al agua fría y limpia pueden probarse con agua fría y limpia si el líquido a
bombear cumple con las indicaciones de la tabla siguiente:
El contenido total de gas disuelto y libre en el líquido no debe exceder el valor de sa-
turación de acuerdo con las siguientes condiciones:
Tabla 3.02 Características del líquido
Característica del líquido Unidad Valor mínimo Valor máximo
Viscosidad cinemática m²/s Sin límite 10 · 10–6
Densidad kg/m³ 450 2000
Contenido en sólidos no disueltos kg/m³ – 5,0
Las pruebas para bombas destinadas a otros líquidos distintos de los ya descritos están
sujetas a acuerdos especiales.
Si no se acuerda otra cosa, los ensayos de cavitación se efectuarán con agua fría y
limpia. El valor (NPSH) requerido (NPSHR), se dará siempre referido a agua fría y
limpia.
3.2.5 Conversión de los resultados de los ensayos a las condiciones garantiza-
das
Todos los datos de los ensayos obtenidos a la velocidad de giro n, diferente de la ve-
locidad especificada nsp, deben convertirse a valores para dicha velocidad nsp. Si el
líquido bombeado difiere de la densidad especificada, se deben hacer concesiones a la
hora de calcular la potencia absorbida P.
Debido a las diferentes velocidades de ensayo posibles dentro de los límites señalados
en el apartado 3.2.3, los datos medidos de caudal Q, altura total H, potencia absorbida
P y rendimiento η se convierten por medio de las siguientes ecuaciones:
QT = Q (nsp / n)
HT = H (nsp / n)²
PT = P (nsp / n)³ · (ρsp / ρ)
ηT = η
Los datos medidos del valor (NPSH) se pueden convertir por medio de la ecuación:
(NPSHR)T = (NPSHR) · (nsp / n)x
90
Como una primera aproximación al valor (NPSH), el exponente x = 2 podría usarse si
se cumplen las condiciones descritas en el apartado 3.2.3 y el estado físico del líquido
en la entrada del impulsor es tal que el funcionamiento de la bomba no se ve afectado
por la separación del gas.
Si la bomba trabaja cerca de su límite de cavitación, o si la desviación de la velocidad
de ensayo respecto de la especificada supera lo recogido en el apartado 3.2.3, se con-
templarán valores para el exponente x entre 1.3 y 2, valores que deberán ser acorda-
dos entre las partes para establecer la fórmula de conversión.
3.2.6 Valores de factores de tolerancia
Las bombas centrífugas se fabrican permitiendo ciertas tolerancias de fundición y
mecanizado. Durante la fabricación, cada bomba está sujeta a desviaciones respecto a
los planos de diseño.
Cuando se comparan los resultados de las pruebas con los valores garantizados (pun-
tos de trabajo), deben admitirse tolerancias, que cubran todas las desviaciones posi-
bles en los datos de prueba de una bomba (sólo teóricamente) con respecto a una
bomba fabricada sin variaciones con respecto al diseño.
De no haber acuerdo específico en los factores de tolerancia, se deberá utilizar la si-
guiente tabla para los puntos garantizados QG, HG.
Tabla 3.03 Valores de factores de tolerancia
Medida Símbolo Grado 1
%
Grado 2
%
Caudal tQ ± 4,5 ± 8
Altura total de la bomba tH ±3 ± 5
Rendimiento de la bomba tη – 3 – 5
Para bombas producidas en serie seleccionadas de acuerdo con las curvas de caracte-
rísticas típicas de catálogo, se aplicarán los siguientes factores de tolerancia:
Tabla 3.04 Factores de tolerancia para bombas producidas en serie
Medida Símbolo Factores de tolerancia %
Caudal tQ ± 9
Altura total de la bomba tH ± 7
Potencia absorbida de la bomba tP + 9
Consumodel motor tP gr + 9
Rendimiento tη – 7
91
Para bombas con una potencia absorbida menor de 10 kW pero superior a 1 kW, don-
de las pérdidas por fricción en diferentes componentes mecánicos (rodamientos, em-
paquetaduras y cierres mecánicos) son relativamente importantes y no fácilmente
predecibles, se pueden aplicar los factores de tolerancia de la siguiente tabla:
Tabla 3.05 Factores de tolerancia para bombas con una potencia absorbida
entre 1 kW y 10 kW
Medida Símbolo Factor de tolerancia %
Caudal tQ ± 10
Altura total de la bomba tH ± 8
3.2.7 Verificación de garantías
La verificación de cada garantía debe llevarse a cabo comparando los resultados ob-
tenidos en la prueba (incluidas las incertidumbres de medida), con los valores garanti-
zados en contrato (incluidas las tolerancias asociadas).
3.2.7.1 Verificación de garantía en caudal, altura y rendimiento
Fig. 3.01 Verificación de garantía en caudal, altura y rendimiento
92
Los resultados de las medidas se convierten en valores para la velocidad especificada.
Serán representados con relación al caudal Q. Las curvas que mejor se adaptan a los
puntos de medición representarán las características de la bomba.
La cruz de tolerancias se obtiene dibujando, en el punto garantizado QG , HG, una
horizontal desde Q = QG – tQ · QG hasta Q = QG + tQ · QG y una vertical desde
H = HG – tH · HG hasta H = HG + tH · HG .
Se cumple con el valor garantizado de caudal y altura total si la curva corta, o al me-
nos toca, la línea horizontal y/o vertical (ver Fig. 3.01).
El rendimiento se obtiene trazando una vertical, hasta que corte a la curva Q η, desde
el punto de intersección de la curva QH medida y la recta que une el punto de servicio
especificado QG, HG con el punto cero, origen de lo ejes QH.
La condición garantizada de rendimiento estará en tolerancia si el valor en esa inter-
sección es mayor o igual que ηG · (1– tη) (ver Fig. 3.01).
Si los valores medidos de Q y H son mayores que los valores garantizados QG y HG,
pero dentro de tolerancias, y también el rendimiento está dentro de tolerancias, la po-
tencia absorbida actual puede ser mayor que la dada en las hojas de datos.
3.2.8 Obtención de las características especificadas
3.2.8.1 Reducción del diámetro del impulsor
Cuando de los ensayos se desprende que los valores medidos de la bomba son mayo-
res que los especificados, generalmente se realiza un recorte del diámetro del impul-
sor o de sus álabes (ver apartado 2.2.2.1).
Si la diferencia entre los valores acordados y los medidos es pequeña, es posible evi-
tar una nueva serie de ensayos usando las reglas de proporcionalidad (ver apartado
2.2.2.1). Usando las reglas de proporcionalidad se puede obtener con suficiente preci-
sión, el diámetro necesario del impulsor o de sus álabes.
3.2.8.2 Variación de la velocidad
Si una bomba con motor de velocidad variable no cumple o excede los valores garan-
tizados, los puntos de ensayo podrían recalcularse para una velocidad de giro diferen-
te, siempre que no se supere la velocidad continua máxima admisible (ver apartado
2.2.2.4).
3.2.9 Ensayos de cavitación
En la mayoría de los casos, la cavitación puede detectarse por la caída de la altura
para un caudal dado (ver apartado 1.5.1). En el caso de bombas multietapa, la caída
de la altura se toma como disminución en la primera etapa si fuese posible su medi-
ción. Si la altura de la primera etapa no puede medirse, se calculará dividiendo la al-
tura total entre el número de etapas.
93
La mayor parte de las pruebas de cavitación se practican con agua fría y limpia. Sin
embargo, las pruebas con agua fría y limpia no predicen con precisión el comporta-
miento de la bomba con otros líquidos.
Los distintos tipos de pruebas de cavitación se pueden practicar de acuerdo con los
requisitos o acuerdos documentales para la verificación.
3.2.9.1 Verificación de las características garantizadas para un valor (NPSHD)
especificado
Se puede hacer una sencilla comprobación para determinar las prestaciones de caudal
de la bomba para un valor de (NPSHD) especificado sin tener que comprobar los
efectos de cavitación.
La bomba cumplirá con los requisitos si la altura total y el rendimiento garantizados
se obtienen para los valores especificados de caudal y (NPSHD).
3.2.9.2 Verificación de que las prestaciones de la bomba para el valor
(NPSHD) especificado no están influenciadas por la cavitación
Se puede hacer una comprobación que muestre que el caudal de la bomba a las condi-
ciones especificadas no está afectado por la cavitación.
La bomba cumple con los requisitos si una prueba a un valor (NPSH) más alto que el
especificado (NPSHD) da la misma altura total y rendimiento para el mismo caudal.
3.2.9.3 Determinación del (NPSH3)
En este ensayo, el (NPSH) se reduce progresivamente hasta que la altura total (para
bombas multietapa, se refiere a la primera etapa), cae un 3% a caudal constante. Este
valor (NPSH) es el (NPSH3).
La bomba cumple con los requerimientos si los valores medidos son inferiores o igua-
les a los requeridos por el suministrador (NPSHR).
Para bombas con muy bajas alturas totales, se puede acordar una cifra de caída mayor
para la verificación.
3.2.9.4 Otros ensayos de cavitación
Se pueden usar otros criterios de cavitación, por ejemplo, aumento del ruido o de la
formación de burbujas de gas y los correspondientes ensayos de cavitación. En este
caso, es necesario dejar claramente identificado el criterio y valore límite a usar.
94
3.2.10 Determinación del valor (NPSH) requerido por la bomba
Como objeto de las pruebas de aceptación, el (NPSH) requerido se entiende como la
altura a la cual los criterios de aceptación, por ejemplo, reducción de la altura máxima
del 3%, tamaño de las burbujas de gas, aumento del nivel sonoro, etc., se cumplen
comparados con el funcionamiento sin cavitación.
3.2.10.1 Factor de tolerancia para (NPSHR)
La diferencia máxima admisible entre el (NPSHR) medido y el garantizado es el ma-
yor de los siguientes:
para grado 1: tNPSHR = + 3% ó tNPSHR = + 0,15 m
para grado 2: tNPSHR = + 6% ó tNPSHR = + 0,30 m
Con el empleo de la siguiente fórmula, el garantizado se cumple si:
(NPSHR)G + (tNPSHR · NPSHRG) ≥ NPSHRmedido
o
(NPSHR)G + (0,15 m y/o 0,30 m) ≥ NPSHRmedido
3.3 Ensayos de aceptación para bombas de canal lateral
Las bombas de canal lateral se producen generalmente en serie, con curvas de funcio-
namiento típicas publicadas.
Aunque las bombas de canal lateral no son contempladas específicamente por la nor-
mativa, Sterling SIHI emplea para ensayos de aceptación los factores de tolerancia
según el apéndice A de la norma (ver tabla 3.04).
Para todas las bombas de canal lateral con un consumo de motor inferior a 10kW se
aplicarán los factores de tolerancia de la tabla 3.05.
Para todas las bombas de canal lateral con un consumo de motor inferior a 1kW o di-
seños especiales, los valores garantizados y los correspondientes factores de toleran-
cia serán acordados especialmente.
95
4 Información especial para el diseño de instalaciones de bombas
centrífugas
4.1 Bombeo de líquidos viscosos
4.1.1 Viscosidad
La viscosidad es una propiedad que presenta todo material capaz de fluir (fluidos).
El rango de estos fluidos va desde los gases, que no serán tratados aquí, hasta los
hidrocarburos pasando por gelatinas y geles.
La viscosidad es la propiedad que genera una resistencia (fricción interna) con rela-
ción al movimiento relativo entre dos capas adyacentes. La fricción interna se mani-
fiesta por un gradiente de velocidad D, perpendicular a la dirección del flujo, es de-
cir, las capas adyacentes tienen diferentes velocidades v, y en este flujo laminar,
entre las capas actúa una fuerza t en la dirección x.
El gradiente de velocidad D se define como la relación entre la diferencia de velo-
cidades ∆vx = vx2 – vx1 en dos puntos 1 y 2 y ladistancia entre ellos ∆y:
D = lim ∆vx dvx
∆y —> 0 (——) = ——
∆y dy
Fig. 4.1.01 Diagrama simple de un flujo viscoso, gradiente de velocidad y fuer-
za tangencial
Al representar el gradiente de velocidad D sobre la fuerza tangencial τ, se genera la
curva de fluidez del fluido.
96
La curva de viscosidad se obtiene representando la relación entre la fuerza tangen-
cial y el gradiente de velocidad, τ/D, en relación a la fuerza tangencial τ o al gra-
diente de velocidad D.
De las características de la curva de fluidez y/o las propiedades de viscosidad del
fluido se distinguen distintos tipos de fluidos como se muestra a continuación:
4.1.1.1 Fluidos newtonianos
Un fluido newtoniano es un fluido viscoso lineal isotrópico que satisface las si-
guientes condiciones:
a) Fuerza tangencial t y gradiente de velocidad D son directamente proporcionales
b) En flujo simple (ver fig. 4.1.01), las fuerzas normales en la dirección del eje x,
del eje y y verticales a ellos, son iguales.
Ejemplos de fluidos newtonianos son el agua y los aceites ligeros.
La relación entre la fuerza tangencial τ y el gradiente de velocidad viene dada por:
τ = η · D
La constante de proporcionalidad η denota esta propiedad característica de un líqui-
do denominada viscosidad dinámica. El valor de la viscosidad depende de la tempe-
ratura, por ejemplo, al aumentar la temperatura disminuye la viscosidad.
La relación entre la viscosidad dinámica η y la densidad ρ es conocida como visco-
sidad cinemática ν.
ν = η / ρ
4.1.1.2 Fluidos no newtonianos
Los fluidos no newtonianos son fluidos y materiales con viscosidad no lineal y ma-
teriales (por ejemplo plásticos), con elasticidad lineal y no lineal.
Los fluidos y materiales que tienen viscosidad no lineal son:
• Fluidos seudo-plásticos
Fluidos de viscosidad pura no lineal, para los que la viscosidad se reduce al incre-
mentar el gradiente de velocidad (ver fig. 4.1.02a).
Ejemplos de fluidos seudo-plásticos son las grasas, melazas, pinturas, jabones, al-
midones y algunas emulsiones.
• Fluidos dilatantes
Fluidos de viscosidad pura no lineal, para los que la viscosidad aumenta al aumen-
tar el gradiente de velocidad (ver fig. 4.1.02b).
Ejemplos de fluidos dilatantes son las suspensiones, especialmente las suspensiones
de arcilla en agua y azúcares disueltos.
97
• Materiales plásticos
El comportamiento de este material se caracteriza por el valor límite, o sea, el mate-
rial sólo fluye a partir de cierto valor límite (ver fig. 4.1.02 c). Por debajo de este
valor límite, el material no se deforma o bien las deformaciones son sólo elásticas.
Existen diversos modelos rheológicos para este comportamiento. El más conocido
es el modelo de Bingham.
Un ejemplo de fluido Bingham es el tomate ketchup.
Fig. 4.1.02 Curvas de flujo típicas (arriba) y curvas de viscosidad (abajo)
El comportamiento del flujo en fluidos no Newtonianos descrito más arriba es
siempre independiente del tiempo. Sin embargo, el comportamiento del flujo puede
depender del tiempo. A esos fluidos se les llama thixotrópicos o rheopécticos.
El thixotrópico es un fluido dependiente del tiempo en el que, como resultado de
una fuerza mecánica constante, la viscosidad decrece desde el valor en reposo hasta
su límite más bajo. Al dejar de ejercer el esfuerzo se recupera la viscosidad anterior.
Un ejemplo de fluido thixotrópico es la pintura que no gotea.
El rheopéctico es un fluido dependiente del tiempo en el que, como resultado de una
fuerza mecánica constante, la viscosidad aumenta desde el valor en reposo hasta su
valor más alto. Al dejar de ejercer el esfuerzo se recupera la viscosidad anterior.
98
Fig. 4.1.03
La viscosidad en función de la velo-
cidad de deslizamiento
Fig. 4.1.04
La viscosidad en función del
tiempo de deslizamiento
4.1.2 Funcionamiento de bombas centrífugas con impulsores radiales para
el bombeo de líquidos viscosos
4.1.2.1 Generalidades
Las características de las bombas centrífugas pueden variar al bombear líquidos vis-
cosos. Para viscosidades medias y altas la potencia requerida aumenta considera-
blemente, mientras que la altura y, en menor grado el caudal, se reducen.
Con la ayuda del diagrama fig. 4.1.06 (apartado 4.1.2.3), se pueden calcular las ca-
racterísticas de una bomba centrífuga bombeando líquidos viscosos, siempre que se
conozcan las características de la bomba trabajando con agua. A la inversa, el dia-
grama también se puede usar para seleccionar una bomba a partir de unos requeri-
mientos.
Los factores de corrección establecidos a partir del diagrama son suficientemente
precisos en aplicaciones dentro de los límites indicados. Si se requiere mayor preci-
sión, habría que hacer ensayos con el líquido en particular.
Debido a la considerable pérdida de rendimiento al bombear líquidos viscosos
cuando se usan bombas centrífugas, se recomienda considerar otros tipos de bombas
(por ejemplo, bombas rotativas de desplazamiento positivo), cuyos costes de fun-
cionamiento pueden ser menores. Los límites para las bombas centrífugas son:
Para diámetro nominal de descarga:
< 50 aprox. 120 a 300 mm²/s
< 150 aprox. 300 a 500 mm²/s
> 150 aprox 800 mm²/s
99
Limitaciones y recomendaciones para el uso del diagrama fig. 4.1.06:
• El diagrama debe usarse sólo para bombas centrífugas con impulsores abiertos o
cerrados dentro de su rango normal Q-H. El diagrama no debe usarse para bom-
bas de flujo mixto o impulsores de flujo axial; tampoco para bombas especiales
para líquidos viscosos o heterogéneos. Para bombas de canal lateral, véase apar-
tado 4.1.3.
• El diagrama se usará sólo si hay suficiente (NPSH) disponible (NPSHD) para
evitar la cavitación.
• El diagrama puede usarse sólo para fluidos homogéneos Newtonianos. Para ge-
latinas, lodos, líquidos que contengan materiales fibrosos y otros líquidos hete-
rogéneos, los resultados obtenidos en la práctica son muy dispersos, dependien-
do de las propiedades específicas del líquido en cuestión.
• En el cálculo para bombas multietapa, debe tenerse en cuenta la altura por eta-
pa.
• Para bombas con impulsores de doble entrada, debe usarse en los cálculos la
mitad del caudal.
4.1.2.2 Selección del tamaño de la bomba para un líquido viscoso
Aproximación de un punto de trabajo equivalente para agua:
Sean: vis líquido viscoso
w agua
Datos: Qvis en m³/h, viscosidad cinemática ν en mm²/s,
Hvis en m, ρvis en kg/dm³
Se requiere: determinar una bomba válida de la que sólo se conocen las ca-
racterísticas para agua: Qw en m³/h, Hw en m
determinar la potencia requerida del motor: Pvis en kW
El siguiente procedimiento se usa para establecer los factores de corrección del dia-
grama:
Comenzando por el caudal Q en las abscisas, nos desplazaremos verticalmente
hacia arriba hasta cortar con el valor requerido de altura H y, entonces, vamos hori-
zontalmente (a la izquierda o a la derecha) hasta encontrarnos con la viscosidad ν
del líquido. Desde ahí, de nuevo verticalmente nos desplazaremos hacia las curvas
de los factores de corrección.
Para establecer el factor de corrección CH para la altura total se emplea la curva
1,0 · Qopt .
Esto da:
Q Hvis vis Q ≈ ——, H ≈ ——, ηvis ≈ Cη · ηww w CQ CH
100
Ejemplo: Qvis = 100 m³/h, Hvis = 29,5 m, ν = 100 mm²/s, ρvis = 0,90 kg/dm³
Los factores establecidos a partir del diagrama son:
CH = 0,94 CQ = 0,98 Cη = 0,70
Con estos factores se obtiene la aproximación para agua:
100 m³/h 29,5 m
Qw ≈ ———— = 102 m³/h, Hw ≈ ————— = 31,4 m
0,98 0,94
Para la bomba a usar ηw = 75%
Por lo tanto ηvis = 0,75 · 75% = 53%
Q · H · ρ 100 · 29,5 · 0,90 vis vis vis
P ≈ ——————— ≈ ———————— kW ≈ 13,6 kW vis
367 · ηvis 367 · 0,53Este procedimiento se considera sólo como una aproximación ya que los valores de
caudal y altura total mostrados en el diagrama son específicos para agua. Sin em-
bargo, en la mayoría de los casos este procedimiento es suficientemente preciso pa-
ra la preselección de la bomba.
Si el caudal Qw < 0,9 · Qopt ó > 1,1 · Qopt, la selección debe comprobarse con otro
procedimiento más preciso descrito en el siguiente apartado.
4.1.2.3 Determinación de las carac-
terísticas de una bomba para líquidos
viscosos
Conversión de las características para agua:
Las características de bombeo para agua
son: Qopt, Hopt y ηopt. Comenzando a partir
de estos valores, los factores de corrección
CH (para 0,6, 0,8, 1,0 y 1,2 · Qopt), CQ y Cη
se pueden obtener del diagrama usando el
procedimiento descrito en el apartado
4.1.2.2.
Para la conversión de los puntos de la curva
es conveniente usar la tabla oportuna. Véa-
se el ejemplo.
Al dibujar la curva de característica debe
observarse que la altura a caudal cero H0
permanece aproximadamente constante.
Fig. 4.1.05 Conversión de los datos para
agua
101
Fig. 4.1.06 Factores de corrección para Q, H y η para bombas centrífugas con
impulsores radiales y bombeo de líquidos viscosos
102
Ejemplo de conversión de las características de una bomba para agua a las caracte-
rísticas para el bombeo de un líquido viscoso ν = 100 mm²/s (fig. 4.1.05).
Tabla 4.1.01 Tabla de conversión de las características (bombas centrífugas)
0,6 · Qopt 0,8 · Qopt 1,0 · Qopt 1,2 · Qopt
Caudal Qw m³/h 60 80 100 120
Altura total Hw m 35 33 29,8 24,5
Rendimiento ηw % 65 73 75 71
Viscosidad cinemática ν mm²/s 100
Factor de corrección Hw CH 0,97 0,96 0,94 0,91
Factor de corrección Qw CQ 0,98
Factor de corrección ηw Cη 0,70
Caudal Qvis = CQ · Qw 58,8 78,4 98 117,6
Altura total Hvis = CH · Hw 34 31,7 28 22,3
Rendimiento ηvis = Ch · ηw 45,5 51,1 52,5 49,7
Densidad ρvis kg/dm³ 0,90
Potencia absorbida por la bomba
Q · H · ρvis vis vis
P = —————— kW vis 367 · ηvis
10,8
11,9
12,8
12,9
4.1.3 Funcionamiento de las bombas de canal lateral cuando bombean lí-
quidos viscosos
4.1.3.1 Generalidades
Las características de las bombas de canal lateral también varían al bombear líqui-
dos viscosos. Sin embargo, debido a las condiciones especiales internas de flujo, al
bombear líquidos viscosos se encuentran diferencias sustanciales entre el compor-
tamiento de éstas y el de las bombas radiales (ver apartado 4.1.2).
Para las bombas de canal lateral Sterling SIHI, las características aplicables al bom-
beo de líquidos viscosos se pueden aproximar con la ayuda del diagrama fig. 4.1.07,
(apartado 4.1.3.2), siempre que las características para agua sean conocidas. Utili-
zado a la inversa, el diagrama también sirve para seleccionar una bomba a partir de
unos requerimientos.
Limitaciones y recomendaciones para el uso del diagrama:
• El diagrama sólo se puede usar para fluidos Newtonianos homogéneos.
• Los límites de aplicación de la bomba, como la potencia absorbida máxima y el
valor (NPSH) requerido (NPSHR), deben considerarse utilizando los datos del
fabricante.
103
4.1.3.2 Selección del tamaño de una bomba para un líquido viscoso
Aproximación de un punto de funcionamiento equivalente para agua:
Sean: vis líquido viscoso
w agua
El siguiente procedimiento se usa para determinar los factores de corrección:
1. Qw = Qvis = Q
2. Q determina el modelo de bomba a seleccionar y también el Qmax. Ver tabla
4.1.02.
3. Comenzando desde el valor Q/Qmax en el eje de abscisas de la fig.4.1.07, que-
dan establecidos el factor de corrección CH para la altura total y CP para la po-
tencia absorbida por la bomba.
Esto da:
H ρvis vis Hw ≈ ——, Pvis ≈ CP · —— · Pw
CH ρw
La potencia absorbida Pvis sólo debe considerarse como aproximación. Se reco-
mienda, por consiguiente, seleccionar un motor con suficiente potencia adicional.
Véase apartado 1.7.4.
Ejemplo: Qvis = 3 m³/h, ν = 150 mm²/s
Hvis = 60 m ρvis = 0,90 kg/dm³
Para Qvis = 3 m³/h se recomienda una bomba Sterling SIHI de tamaño
3100.
Esto da: Qmax = 6,2 m³/h y Q/Qmax = 0,48
Los factores de corrección: CH = 0,83 y CP = 1,47 se obtienen del dia-
grama.
Con esos factores se obtienen los datos para agua:
60 m
Qw = 3 m³/h y Hw = ——— = 72 m
0,83
La potencia absorbida por esta bomba para agua viene dada por su cur-
va, Pw = 1,9 kW (con ρw = 1,0 kg/dm³) y de ahí:
0,90 kg/dm³
Pvis ≈ 1,47 · ————— · 1,9 kW = 2,5 kW 1,0 kg/dm³
104
Tamaño
Qmax
m³/h
1200 3,5
1900 4,4
3100 6,2
3600 8,7
4100 13,5
5100 24,6
6100 38,0
Fig. 4.1.07
Factores de corrección
para la conversión de
H y P para bombas de
canal lateral usadas
con líquidos viscosos
Tabla 4.1.02
Valores guía para
bombas de canal la-
teral Sterling SIHI
105
4.1.3.3 Determinación de
las características de una
bomba para líquidos vis-
cosos
Conversión de las caracte-
rísticas para agua.
La conversión de las carac-
terísticas se efectuará con-
forme al procedimiento
desarrollado en el apartado
4.1.3.2; es conveniente el
uso de tablas; véase el
ejemplo.
Fig. 4.1.08 Conversión de las características para agua
Ejemplo: Bomba Sterling SIHI de 3 etapas de tamaño 3100
Tabla 4.1.03 Tabla conversión de las características (bomba de canal lateral)
Caudal Qw = Qvis = Q m³/h 1 2 3 4
Altura total Hw m 122 98 72 49
Potencia absorbida por bomba Pw (ρ =1,0 kg/dm³) kW 3,0 2,4 1,9 1,5
Qmax = 6,2 m³/h Q/Qmax 0,16 0,32 0,48 0,65
Viscosidad cinemática del líquido bombeado ν mm²/s 150
Factor de corrección para la altura CH 0,77 0,81 0,83 0,75
Factor de corrección para la potencia absorbida CP 1,08 1,26 1,47 1,74
Altura total Hvis = CH · Hw m 94 79 60 37
Densidad ρvis kg/dm³ 0,90
Potencia absorbida por bomba Pvis =CP· ρvis · Pw kW 2,9 2,7 2,5 2,3
106
4.2 Diseño de la bomba de acuerdo con la instalación
Bombas sobre bancada Ventajas:
adaptable a diversos motores y acoplamientos
Desventajas:
espacio requerido
necesita alineación entre motor y bomba
coste de la bancada, acoplamiento y protección
Bombas monobloc Ventajas:
se necesita un espacio reducido por su construcción
compacta
no se necesita alineación entre motor y bomba
no se necesita bancada, acoplamiento ni protección
Desventajas:
potencia limitada por el motor eléctrico hasta un
máximo de 45 kW
Bombas inline Ventajas:
permite la instalación en la propia tubería, por lo que
requiere un espacio mínimo
no se necesita alineación entre motor y bomba
no se necesita bancada, acoplamiento ni protección
Desventajas:
potencia limitada por el motor eléctrico hasta un
máximo de 45 kW
Bombas multietapa Ventajas:
instalación a tubería prácticamente en cualquier direc-
ción de la misma
permite descarga secundaria desde una de las etapas
así como, instrumentación, lubricación y lavado mon-
tado sobre la bancada
instalación especial para alta temperatura con patas a
la altura del eje
107
Bombas verticales (multi) Ventajas:
requiere espacio mínimo para bomba multietapa
no se necesita alineación entre motor y bomba
no se necesita bancada, acoplamiento ni protección
Desventajas:
potencia limitada por el motor eléctrico hasta un
máximo de 55 kW
Bombas verticales Ventajas:
permite instalación directa en depósito, por lo que re-
quiere un espacio mínimo
no precisa tubería de aspiración o de carga
instalación sencilla lista para el servicio
si se sumerge adecuadamente queda inmediatamentelista para el servicio
Desventajas:
el motor debe quedar por encima del nivel del líquido
Bombas sumergibles Ventajas:
permite instalación directa en el sumidero, por lo que
requiere un espacio mínimo
no precisa tubería de aspiración o de carga
si se sumerge adecuadamente queda inmediatamente
lista para el servicio
no requiere caseta especial de bombas
Desventajas:
requiere motor especial sumergible
temperatura de trabajo limitada a aprox. 40 - 50 °C
108
Bombas sumergibles Ventajas:
con motor sumergible
se puede instalar en pozos muy estrechos y profundos
sin especiales precauciones
puede instalarse directamente en la instalación como
bomba de apoyo
Desventajas:
aplicaciones limitadas
Bombas para depósito Ventajas:
permite instalación directa en el depósito, por lo que
requiere un espacio mínimo
no necesita conexiones en la base del depósito por lo
que elimina ciertos problemas de seguridad concer-
nientes a algunos fluidos
no precisa tubería de aspiración o carga
si se sumerge adecuadamente queda inmediatamente
lista para el servicio
Desventajas:
longitud limitada de la instalación
los fluidos con contenido en sólidos abrasivos requie-
ren una construcción especial (sin cojinetes) debido al
diseño de sus cojinetes internos
Bombas con depósito Ventajas:
variando la longitud de su depósito y, por tanto, la
longitud de la bomba, varía la altura de aspiración in-
crementando el valor de (NPSHD)
incluso en malas condiciones de aspiración, no necesi-
ta apoyo de una bomba de bajo NPSH, por lo que me-
jora su fiabilidad
Desventajas:
adquisición e instalación costosas
109
4.3 Diseño de tuberías de aspiración o de carga
Para evitar bolsas de aire o gas, las tuberías de aspiración deben montarse horizon-
talmente o estar inclinadas hacia arriba con respecto a la bomba. Deben estar com-
pletamente libres de fugas y admitir una purga completa. Si se necesitan reductores
de sección cónica, deben ser de tipo excéntrico. Las tuberías de carga que no caigan
verticalmente hacia la bomba deben ser montadas horizontalmente o inclinadas
hacia abajo respecto a la bomba.
Deben evitarse cambios bruscos en la sección
de la tubería y codos de radio reducido. Las
tuberías de aspiración o de carga mal diseña-
das (por ejemplo con codos en diferentes pla-
nos justo antes de la entrada a la bomba), pue-
den perjudicar seriamente las prestaciones de
la bomba.
Para bombas de doble entrada es esencial que
el caudal en cada una de las entradas a ambos
lados del impulsor sea idéntica. Por esta razón
se instala una tubería recta con una longitud de
al menos 2 veces su diámetro, entre el último
codo y la brida de aspiración, para igualar los
caudales.
Fig. 4.3.01 Conexión incorrecta
Si se conectan varias bombas idénticas a una
tubería común de aspiración, la tubería
deberá instalarse de modo que cada bomba
tenga el mismo caudal de aspiración.
Evitar las uniones en ángulo recto de los
ramales, aun montando una tubería recta
antes de la bomba (Fig. 4.3.01).
Fig. 4.3.02 Montaje para dos bombas en
tubería de aspiración común
Las condiciones más favorables de flujo se
logran mediante conexiones a la tubería prin-
cipal como las mostradas en la fig. 4.3.02, que
representa un montaje correcto de tuberías
para un sistema de dos bombas.
110
La velocidad de flujo se debe mantener dentro de los siguientes límites:
en tubería de aspiración Us ≈ 1,0 a 2 m/s máx. 3 m/s
en tubería de carga Uz ≈ 1,5 a 2,5 m/s máx. 3 m/s
Las válvulas de cierre en la tubería de aspiración o de carga deben estar completa-
mente abiertas durante el funcionamiento y no se pueden utilizar para regulación o
control.
Las válvulas de cierre en la tubería de aspiración serán colocadas, si es posible, de
tal manera que el husillo de la misma quede dispuesto horizontal o verticalmente
hacia abajo para evitar la formación de bolsas de aire en el cuerpo del husillo. La
junta del husillo debe evitar la entrada de aire en la válvula.
Si la bomba aspira de un sumidero y no se puede instalar una válvula con colador
en la aspiración, deberá instalarse una tubería de aspiración con boca acampanada.
La posición del colador o de la boca acampanada de aspiración debe estar alejada lo
suficiente del fondo y paredes del sumidero de forma que el líquido pueda acceder
uniformemente desde todas las direcciones. Ver fig. 4.3.03 y 4.3.04.
Fig. 4.3.03
Sumidero con alimentación abierta
Fig. 4.3.04
Sumidero con dos tuberías de aspiración
Si la tubería de suministro al sumidero
descarga sobre el nivel del líquido
(como muestra la fig. 4.3.03), existe el
riesgo de que tome aire, lo que perjudi-
caría el funcionamiento de la bomba. El
problema se puede reducir aumentando
la distancia entre el suministro y la tu-
bería de aspiración para dar tiempo a
que el aire escape del líquido; o insta-
lando placas deflectoras, o seleccionan-
do una sumergencia mínima Mü (fig.
4.3.05) mayor, aunque esto encarece la
instalación.
Fig. 4.3.05 Sumergencia mínima Mü para un sumidero de alimentación abierta
como el de la Fig. 4.3.03
111
4.4 Diseño de las cámaras de aspiración de bombas verticales
4.4.1 Generalidades
La cámara de entrada de una bomba instalada en posición vertical debe diseñarse
para evitar perturbaciones en el flujo hacia la bomba para todas las condiciones de
trabajo y niveles de agua. Ello es especialmente importante para bombas con velo-
cidad específica alta (flujo mixto y flujo axial), ya que son más sensibles que las
bombas centrífugas, a las irregularidades de un flujo turbulento en aspiración.
La bomba funcionará sin problemas si el flujo a la entrada del impulsor no tiene
turbulencias y con una velocidad uniforme a través de toda la sección de la campa-
na de aspiración. También se debe evitar la formación de vórtices que dan lugar a
entrada de aire en la cámara de aspiración cuando se trabaje con niveles bajos de
líquido. Si no se dieran estas condiciones, el caudal y el rendimiento se podrían ver
perjudicados. En muchos casos, aparecerán averías debidas a vibración o cavita-
ción.
4.4.2 Cámaras de entrada abiertas
Si se instala una sola bomba en una cáma-
ra de aspiración, las dimensiones principa-
les deben calcularse según las indicaciones
de la Fig. 4.4.01. Debe existir un canal de
sección uniforme con una longitud de al
menos 5xD aguas arriba de la bomba. La
velocidad de circulación en el canal de
entrada no debe exceder los 0,5 m/s.
La sumergencia mínima Mü se define co-
mo la distancia entre la parte más baja de
la boca de la campana y el nivel más bajo
de agua en la cámara (NNW). Para la ins-
talación de bombas verticales no se pueden
dar normas generales. Es el fabricante de
bombas quien debe determinarlas para ca-
da caso concreto. Vea Fig. 4.4.01.
Fig. 4.4.01 Dimensiones de las cámaras de aspiración para una sola bomba
112
Fig. 4.4.02
Sumergencia mínima en función del
caudal.
En el rango de caudales I, la sumergen-
cia mínima de la bomba en instalacio-
nes mojadas en las que los cojinetes
están lubricados por el propio líquido
bombeado, es aquella que durante la
puesta en marcha asegure la lubricación
del cojinete más bajo.
En tal caso, Mü viene dado por el diseño mecánico de la bomba.
En el rango II de caudales, la sumergencia mínima debe evitar la formación de vór-
tices que pudiesen hacer entrar aire a la bomba y al chocar con los álabes del impul-
sor, causar vibraciones que podrían llegar a dañar la bomba. En tal caso, Mü viene
dado por la velocidad de flujo en la entrada de la bomba.
En el rango III de caudales, el valor (NPSH) requerido (NPSHR) es el parámetro
determinante. La sumergencia mínima debe asegurar que no se produzcan efectos
de cavitación en ningún punto de la bomba.
Si se instalan varias bombas en la misma cá-
mara de aspiración, la mejor solución es crear
compartimentos separados para cada una de
ellas (Fig. 4.4.03).Si esto no fuera posible, debe utilizarse un
montaje similar al de la Fig. 4.4.04. Las dis-
tancias sugeridas deben considerarse como
valores orientativos. En casos especialmente
difíciles deben instalarse placas deflectoras
(Fig. 4.4.05). Su disposición debe establecerse
de acuerdo con el fabricante de la bomba.
Fig. 4.4.03
F 54
Fig. 4.4.0
ig. 4.4.0
113
Diseño incorrecto de cámaras de entrada:
• En las instalaciones mostradas en Fig. 4.4.06 y 4.4.07, el líquido entra por un
extremo de la cámara de aspiración. El caudal de cada bomba no es el mismo y
las bombas se afectan unas a otras
7
• Varias bombas en disposición asimétrica en una misma cámara de aspiración
• Bruscos cambios de sección en el canal de suministro
• Canal de suministro de sección uniforme de longitud insuficiente
• Escalones o tuberías en la parte inferior de la cámara de aspiración inmediata-
mente antes de la bomba
• Boca de la campana de aspiración muy próxima al fondo de la cámara
• La tubería de suministro de líquido a la cámara de aspiración descarga sobre el
nivel del líquido, de manera que pueda hacer entrar aire a la bomba, perjudican-
do sus prestaciones. Véase apartado 4.3.
4.4.3 Cámaras de aspiración cubiertas 8
Si, por alguna razón, no puede instalarse un
canal de suministro de la longitud adecuada
(l ≥ 5xD), necesario para un trabajo sin pro-
blemas, una alternativa podría ser la instala-
ción de una cubierta inclinada en la cámara de
aspiración. Estas cubiertas son muy eficaces
para reducir turbulencias. Encontrarán indica-
ciones aproximadas sobre las dimensiones en
la Fig. 4.4.08. pero, las dimensiones definiti-
vas serán acordadas con el fabricante de la
bomba.
Una cubierta con un perfil adecuado puede
producir la aceleración necesaria del flujo de
entrada para conseguir una velocidad más uni-
forme en cámaras abiertas donde, por condi-
ciones del lugar, se producen cambios de án-
gulo en las paredes laterales de la cámara de
aspiración o inclinación inevitable del suelo
delante de la boca de la cámara de aspiración.
114
Fig. 4.4.0
Fig. 4.4.06
Fig. 4.4.0
4.4.4 Codos de entrada
Las dimensiones mínimas de la
instalación se consiguen mediante
el uso de codos de tipo turbina,
configurados para acelerar el flujo
(Fig. 4.4.09 y 4.4.10). Si la velo-
cidad del flujo se acelera con un
factor 4 ó 5, es suficiente, para
conseguir una distribución de ve-
locidad uniforme, que la longitud
del codo (desde sección de entrada
hasta el centro de la bomba) de
lkr ≈ 4x diámetro de entrada del
impulsor. Fig. 4.4.09 Codo de aceleración
La sección de entrada A1 del
codo debe ser suficientemente
grande como para asegurar que
la velocidad de entrada es sufi-
cientemente pequeña para evitar
la formación de burbujas y la
entrada de aire.
Fig. 4.4.10 Secciones
A1 = (4≈5) ⋅ A2
Debe hacerse un estudio económico del diseño en cada caso para determinar si los
elevados costes debidos a la construcción de un codo de entrada son aceptables en
comparación con los que supone la instalación de una cámara de aspiración simple.
El diseño y la construcción del codo de entrada es más complejo, siendo necesario a
veces realizar excavaciones más profundas.
115
4.5 Cebado de bombas centrífugas antes de su puesta en marcha
4.5.1 Generalidades
En general, las bombas centrífugas tienen que llenarse con líquido antes de su pues-
ta en marcha (es decir, cebar). En instalaciones donde el líquido fluye hacia la bom-
ba (aspiración inundada), hay que observar que la carcasa de la bomba esté adecua-
damente purgada. Cebar bombas en instalaciones con altura estática de aspiración
puede ser más difícil. En contraste con las bombas de desplazamiento positivo, las
bombas centrífugas de diseño estándar si no se ceban no pueden trabajar en aspira-
ción. No son capaces de purgar la tubería de aspiración ni su propia carcasa y hay
que poner atención al utilizar otros sistemas para conseguirlo.
Se debe distinguir entre bombas centrífugas autoaspirantes y bombas centrífugas no
autoaspirantes con dispositivos externos de cebado.
4.5.2 Bombas autoaspirantes
El autocebado o autoaspiración es un término empleado para describir aquellas
bombas que son capaces de cebar el conducto de aspiración sin el uso de dispositi-
vos externos, p.e. que son capaces de bombear aire (gas) si la bomba ha sido llenada
previamente con líquido.
Fig. 4.5.01 Capacidad de aspiración de una bomba de canal lateral
Las más conocidas son las bombas de canal lateral (impulsores de paletas) y las
centrífugas de flujo radial con eyector. La fig. 4.5.01. muestra la curva característi-
ca de capacidad de aspiración de una bomba de canal lateral bombeando aire. Du-
rante la aspiración, la bomba funciona de esta manera hasta que el líquido entra en
la bomba debido a la aspiración creada. Durante un corto periodo de tiempo bom-
bea una mezcla de líquido y gas, hasta que se alcanza el caudal total de diseño de la
bomba. La fase desde el cebado hasta que llega sólo líquido se produce automáti-
camente, sin ninguna acción externa.
116
El diseño de la tubería de aspiración y la configuración interna de la bomba asegu-
ran que al parar, no se vacía completamente (sifón). Queda suficiente líquido en la
bomba para poder autocebarse en cualquier momento, aunque no se haya instalado
una válvula de pie en la tubería de aspiración. La “capacidad de autocebado” indica
la altura máxima de aspiración que se puede volver a cebar después de parar la
bomba, permitiendo la extracción del aire de la tubería de aspiración.
El autocebado aumenta la fiabilidad del funcionamiento, especialmente donde se
requiere una disponibilidad inmediata en funcionamiento intermitente, cuando el
bombeo se realiza desde conductos o pozos profundos, o cuando la tubería de aspi-
ración va sobre el suelo adaptándose a su perfil subiendo y bajando.
Como la instalación rentable de bombas de canal lateral se limita normalmente a
caudales pequeños (hasta 35 m3/h), se utilizan bombas combinadas autoaspirantes
para caudales mayores. Estas bombas son centrífugas de una o varias etapas con
impulsores radiales y una etapa de canal lateral integrada, montada en paralelo con
el primero o con el último impulsor radial. Las etapas radiales bombean el líquido
con buen rendimiento y la etapa integrada de canal lateral aporta la capacidad de
autocebado, incluyendo el bombeo de los gases que entren.
4.5.3 Bombas no autoaspirantes
Cuando una bomba no autoaspirante funciona en condiciones de aspiración, el
bombeo sólo se inicia cuando la bomba y la tubería de aspiración estén llenas de
líquido. Una válvula de pie instalada en la tubería de aspiración permitirá el llenado
desde una fuente externa. Cuando no se puede incorporar una válvula de pie, la
bomba y la tubería de aspiración deben ser evacuadas mediante una bomba de ce-
bado independiente, manteniéndose cerrada la válvula de cierre de impulsión. Para
realizar este proceso se utilizan habitualmente bombas de vacío de anillo líquido,
aunque bombas autoaspirantes de canal lateral se utilizan ocasionalmente.
4.5.4 Diseño de bombas de cebado
Raramente una tubería de aspiración es en una simple tubería vertical, lo normal es
que están formadas por tramos verticales, horizontales e inclinados. Se puede asu-
mir, con razonable precisión, que la presión en la tubería de aspiración sólo se redu-
ce durante la evacuación de los tramos verticales o inclinados y que la presión per-
manece constante al evacuarse los tramos horizontales. Por lo tanto, se aplicarán
fórmulas diferentes para el cálculo de los tramos horizontales y verticales (o incli-
nados) del sistema de tuberías.
117
Para tubería ascendente (vertical o inclinada)
p pE A S · t = 60 · V · (2 – ———— ln ——) rise pA – pE pE
Para tubería horizontal
pA S · t = 60 · V riz ho p
(ln —— + 1)
E
Con S en m³/h = Capacidad de aspiraciónt en min = Tiempo de cebado o evacuación
Vrise en m³ = Volumen de las tuberías ascendentes
Vhoriz en m³ = Volumen de las tuberías horizontales incluida la
bomba centrífuga
pE en bar = Presión absoluta en la brida de aspiración de la
bomba de cebado cuando la tubería de aspira-
ción está completamente llena de líquido
pA en bar = Presión absoluta en la tubería de aspiración
cuando comienza la evacuación
Para compensar pequeñas fugas, pérdidas de carga en la tubería de la bomba de ce-
bado además del contenido de gases en el líquido, conviene utilizar sólo el 90% de
la capacidad nominal de aspiración de las bombas de cebado, o aumentar un 10% el
volumen calculado de aspiración al realizar la selección de la bomba de cebado.
Una aproximación del tamaño de la bomba de cebado para una bomba centrífuga
que tiene que elevar agua desde un recipiente abierto, se calcula fácilmente median-
te las siguientes ecuaciones:
Consideraciones: El caudal de aspiración de la bomba de cebado es constante.
Los coeficientes k1 y k2 (ver Fig. 4.5.04.), contemplan las pér-
didas mencionadas antes.
Presión atmosférica pamb = 1013 mbar.
Fig. 4.5.02. Fig. 4.5.03
118
a) Capacidad de aspiración y tiempo de cebado
Tuberías de aspiración verticales e inclinadas
ascendentes (Fig. 4.5.02)
k · V1 o S ≈ ———— en m³/h
t
o
k · V1 o t ≈ ———— en min
S
Tuberías de aspiración con sección ascen-
dente y horizontal (Fig. 4.5.03)
k · V + k · V1 rise 2 horiz S ≈ —————————— en m³/h
t
o
k · V + k · V1 rise 2 horiz t ≈ —————————— en min
S
k1 y k2 vea Fig. 4.5.04
Vo en m³ = Volumen de la tubería de aspi-
ración incluyendo la bomba centrífuga
Vrise , Vhoriz , S y t, véase el apartado pre-
vio
Fig. 4.5.04
Factores para calcular el caudal de
aspiración de bombas de cebado
b) Presión de aspiración
Presión de aspiración = 1013 – 98 · Hsgeo en mbar con Hsgeo en m
Ejemplo:
Dado: sección ascendente de la tubería de aspiración con Vrise = 0,055 m³
sección horizontal de la tubería de aspiración incluyendo la bomba centrí-
fuga con Vhoriz = 0,17 m³
Hsgeo = 7 m
tiempo de cebado requerido t = 1 min
Se necesita una bomba de cebado de, aproximadamente, el siguiente caudal de aspi-
ración:
(k · V ) + (k · V ) (97 · 0,055) + (143 · 0,17) 1 rise 2 horiz S ≈ —————————— = —————————— = 29,6 m³/h
t 1
Presión de aspiración = 1013 – (98 · Hsgeo) = 1013 – (98 · 7) = 327 mbar
119
Se selecciona una bomba de vacío de anillo líquido que tiene un caudal medio de
aspiración, entre la presión de aspiración y la presión atmosférica pamb de
S ≈ 42 m³/h. Esto cumplirá con el requerido margen de seguridad del 10%. El tiem-
po de cebado se reducirá a:
29,6 m³/h
t = –––––––––––––—————— · 1 min = 0,78 min
(42 m³/h – 10%) = 37,8 m³/h
4.6 Bombeo de mezclas líquido / gas
4.6.1 Generalidades
Aunque se usan principalmente bombas centrífugas para el bombeo de líquidos, no
pueden excluirse del bombeo de gases y vapores no disueltos. Pueden producirse
entradas de aire, por ejemplo, debido a una sumergencia inadecuada de la boca de la
campana al aspirar la bomba de una cámara abierta (véase apartado 4.3). El aire
también puede entrar debido a fugas entre las bridas de las tuberías de aspiración,
por el husillo de la válvula de aspiración y posiblemente a través de la caja del
prensaestopas de la bomba. Estas entradas de aire generalmente no son controlables,
siendo su presencia indeseable y llevan inevitablemente a un empeoramiento de las
prestaciones de la bomba e incluso, a una interrupción del caudal.
Los requerimientos en las plantas de proceso son diferentes y a menudo se exige
que la bomba vehicule gases y vapores de proceso sin pérdida de características.
Las bombas que vehiculan líquidos cercanos a su tensión de vapor (condensados,
gases licuados, etc.), afrontan situaciones especiales. Se puede esperar la formación
y desarrollo de burbujas de gas o de vapor del propio líquido bombeado, cuando
han de superarse alturas estáticas de aspiración muy grandes, cuando existen mu-
chos accesorios montados en serie en la tubería de aspiración y provocan un severo
estrangulamiento, o cuando sube la temperatura del líquido en aspiración debido a
un aislamiento insuficiente de la tubería.
Es por tanto importante, tomar en consideración las características de funciona-
miento y los límites de aplicación de las bombas centrífugas al bombear mezclas de
gas y líquido. La influencia de la mezcla sobre las características de la bomba es
una función del porcentaje de gas qGs contenido en el líquido:
QG QG = Caudal de gas
qGs = ——
QF QF = Caudal de líquido
4.6.2 Características de funcionamiento de bombas no autoaspirantes
Las bombas no autoaspirantes sólo son capaces de bombear una limitada cantidad
de gas con el líquido bombeado. Para bombas centrífugas con impulsores radiales y
diseño estándar este límite suele estar entre el 5 y el 7% de gas en volumen. Las
bombas con impulsor abierto o sin paredes pueden bombear un contenido mayor de
gas, hasta un 10%
120
Fig. 4.6.01 Fig. 4.6.02
Influencia del contenido de gas qGs en las
características de una bomba centrífuga
con impulsor radial
Influencia del contenido de gas qGs en las
características de una bomba autoaspi-
rante de canal lateral
QFopt, Hopt, Popt, ηopt : datos aplicables al punto de máximo rendimiento con qGs = 0
121
La Fig. 4.6.01 muestra la influencia de la entrada de gas en las características de
una bomba centrífuga de una etapa con impulsor radial. Con un contenido de gas
del 7%, el caudal y altura en el punto de máximo rendimiento se reducen aproxima-
damente a la mitad. La sensibilidad de los impulsores radiales es debida al hecho
que se crea en el moyú una bolsa estable llena de gas que aumenta el volumen en
función del contenido de gas y de las condiciones del flujo, lo que conduce a un
colapso de las características de la bomba cuando la bolsa de gas llena por completo
la entrada del impulsor. La recuperación del bombeo normal se producirá sólo bajo
ciertas condiciones de entrada del flujo. Con pequeños caudales pueden presentarse
inestabilidades con porcentajes muy pequeños de gas.
Las características de las bombas multietapa se pueden deducir aproximadamente
del funcionamiento de las bombas de una sola etapa, teniendo en cuenta que el vo-
lumen relativo de gas se reduce debido a la presión de la etapa anterior. En estas
bombas los valores límite vienen determinados por los correspondientes a la prime-
ra etapa.
4.6.3 Características de funcionamiento de las bombas de canal lateral
Las bombas autoaspirantes de canal lateral, que constituyen un tipo especial de
bombas centrífugas autoaspirantes, son capaces de bombear grandes cantidades de
gas con el líquido operando en condiciones estables. En casos extremos, durante la
evacuación de la tubería de aspiración, las bombas autoaspirantes de canal lateral
sólo bombean gas. Entre esta circunstancia y la de bombear sólo líquido, las dife-
rentes mezclas gas / líquido que se producen en la práctica, se bombean sin la ayuda
de equipamiento auxiliar. La fig. 4.6.02 muestra la influencia del contenido de gas
qGs en las características de una bomba de canal lateral de una sola etapa. Por ejem-
plo, un contenido de gas del 10% que colapsaría el flujo en una bomba centrífuga
con impulsores radiales, tiene sólo una influencia mínima en las características de
las bombas de canal lateral.
Las características de las bombas multietapa de canal lateral pueden deducirse del
funcionamiento de las bombas de una sola etapa, si se tiene en cuenta el hecho de
que el contenido relativo de gas se reduce en cada etapa en función de la presión de
la etapa anterior.
Las bombas combinadas de canal lateralque utilizan un impulsor radial en la prime-
ra etapa, se rigen casi por los mismos principios que las bombas puras de canal late-
ral. Como resultado de requerir un NPSHR bajo, estas bombas se eligen frecuente-
mente para aplicaciones en las que han de ser bombeados líquidos cercanos a su
tensión de vapor (condensados, gases licuados, etc).
Para disminuir el contenido de gas o vapor en la entrada de la bomba y, por lo tanto,
para reducir los efectos del gas sobre el funcionamiento de la bomba, habrán de se-
guirse las siguientes recomendaciones al diseñar la instalación:
• La pérdida de carga en la tubería de aspiración deben ser las mínimas posible.
• Colocar una tubería de compensación de gas entre la entrada a la bomba y el
depósito del que aspira.
122
• Instalar aguas arriba de la aspiración de la bomba una tubería recta de diámetro
20x DN (véase fig. 4.6.03a) o un depósito en la aspiración (véase fig. 4.6.03b).
• Montar conexiones bypass de retorno al depósito de aspiración y no a la tubería
de aspiración.
• La tubería de entrada debe estar lo más cerca posible al plano de la bomba. Las
tuberías horizontales, inclinadas hacia abajo para ayudar a la desgasificación,
deben llevarse hacia al plano de la bomba para ganar todo el NPSHD de la ins-
talación y así prevenir la generación de gas como resultado de las pérdidas en la
tubería.
• La instalación completa debe protegerse bajo tejado o con aislamiento térmico
para evitar la absorción de calor por radiación.
a) con tubería de aspiración prolongada b) con depósito de aspiración
Fig. 4.6.03 Esquema simplificado de una instalación de condensación
123
4.7 Ondas de presión (golpe de ariete) en sistemas de tuberías
4.7.1 General
En las instalaciones con conducciones de gran longitud (por ejemplo de abastecimien-
tos de aguas municipales o industriales, refinerías o centrales eléctricas), si el fluido
bombeado es acelerado o desacelerado, se producen fluctuaciones de presión como
consecuencia de los cambios de velocidad. Si estos cambios de velocidad son rápidos,
se propagan ondas de presión en la tubería, que tienen su origen en el punto de la per-
turbación propagándose en ambas direcciones (ondas directas). Se reflejan en puntos
de discontinuidad, (por ejemplo, cambios de sección, ramificaciones, válvulas de re-
gulación o de cierre, bombas o depósitos) y dependiendo de las condiciones circun-
dantes, estas ondas reflejadas (ondas indirectas) causan puntas de presión positivas o
negativas. El efecto combinado de estas ondas directas e indirectas produce este efecto
en un punto y tiempo determinado.
Estas puntas de presión sumadas a la presión de trabajo máxima pueden llevar a pre-
siones excesivas y fatiga de los componentes del sistema. En casos extremos la rotura
de la conducción, accesorios o bombas. Una punta de baja presión puede, particular-
mente en puntos altos de la instalación, caer por debajo de la tensión de vapor del
líquido bombeado, produciendo evaporación y vacío en la columna de líquido. El
posterior aumento de la presión y la unificación de la disgregada columna de líquido
puede producir un considerable golpe de ariete. Las puntas de presión resultantes pue-
den dañar o provocar fallos en los componentes de la instalación.
La fluctuación de la presión máxima, se calcula con la fórmula de JOUKOWSKY:
∆p = ρ · a · ∆U
donde ρ = densidad del líquido bombeado
a = velocidad de propagación del frente de la onda
∆U = variación de la velocidad del caudal en la tubería
La fluctuación total de presión correspondiente a la variación de velocidad ∆U, sólo se
produce si aquella velocidad cambia en el tiempo
2 · l
t < tiempo de reflexión t = —— r a
donde l = distancia entre la siguiente discontinuidad (punto de reflexión) y el punto de
la perturbación.
124
La velocidad de propagación del frente de la onda a es función principalmente de:
• la densidad y el módulo de elasticidad del líquido bombeado.
• las dimensiones de la tubería (diámetro, espesor) y sus soportes.
• el módulo de elasticidad del material de la tubería.
Se puede tomar como valor medio para el agua como líquido bombeado, a = entre
900 y 1300 m/s, con tuberías de hierro fundido, acero o cemento. Por causa del com-
portamiento de elasticidad no lineal de las tuberías de plástico con respecto al tiempo,
se utiliza un valor aproximado de a = entre 300 y 500 m/s para la mayoría de los plás-
ticos utilizados normalmente.
Además conocer el rango de variación de la velocidad ∆v es importante en la evalua-
ción del aumento de presión, puntas de presión y el posible desarrollo de oscilaciones.
Ejemplo: se utilizan a menudo válvulas de cierre de compuerta, válvulas de regula-
ción o similares. Está demostrado que hasta el último 10 ó 20 % del recorrido de la
válvula, la estrangulación no es apreciable. Lo que significa que estas válvulas pue-
den ser cerradas hasta el 80 ó 90% en un tiempo muy corto si se quiere, sin causar un
incremento de presión peligroso. Sin embargo la última parte del recorrido debe reali-
zarse con mayor lentitud para no alterar los parámetros de la conducción.
El cálculo de las puntas de presión puede ser muy complicado, en particular si se trata
de redes complejas. Sin embargo, no se pueden ignorar en instalaciones de largas
conducciones, para determinar si son necesarios equipos para moderar estas sobrepre-
siones.
En la mayoría de los casos se puede calcular con bastante precisión el desarrollo del
golpe de ariete utilizando cálculos de semejanza parcial, (continuidad y comparación
de movimientos). El análisis de estos resultados se pueden hacer mediante el método
gráfico (Schneider - Bergeron), o mediante ordenador, utilizando el método caracte-
rístico o de impedancia.
4.7.2 Causas de las ondas de presión
Además de considerar los datos básicos para el cálculo de ondas de presión, por
ejemplo, arranque y parada de la bomba, apertura y cierre de las válvulas de regula-
ción y cierre, cambios de velocidad de la bomba, etc., es necesario tener en cuenta
también situaciones anómalas provocadas por unas condiciones de funcionamiento
anormales o peligrosas.
4.7.2.1 Interrupción del suministro de energía eléctrica
• Fallo de alimentación eléctrica.
• Cuando el accionamiento falla, la bomba sigue girando hasta pararse dependiendo
del momento de inercia de las piezas giratorias.
• Fallo del voltaje de alimentación para accionar las válvulas de cierre puede oca-
sionar un funcionamiento incorrecto de éstas.
125
4.7.2.2 Fallos en la instalación
• Funcionamiento incorrecto de las válvulas de regulación o de cierre.
Si hay un fallo en el sistema de amortiguación la válvula puede cerrarse brusca-
mente en lugar de lentamente como estaba diseñado.
• Aire en los conductos hidráulicos.
La entrada o acumulación de aire en los conductos de control hidráulico producirá
un funcionamiento incorrecto de las funciones de regulación.
• Fallo del venteo o de las válvulas de purga.
• Bloqueos por aire en la conducción.
• Fugas de aire por orificios.
El paso de aire a agua puede crear oscilaciones.
4.7.2.3 Componentes defectuosos de la instalación
• Pulsaciones de la válvula.
• Instalación incorrecta de las válvulas de cierre.
Turbulencias aguas abajo de los codos puede provocar disgregación del flujo en
accesorios lo que puede producir oscilaciones y ondas de presión.
• Tuberías rotas.
4.7.2.4 Operación incorrecta de las bombas
• Cebado.
Si no se tiene el cuidado suficiente durante el llenado de la tubería de impulsión,
puede producirse una onda de presión grave.
• Conductos cerrados en una instalación.
Si se anula uno de los conductos de un sistema ramificado mientras que el otro
permanece conectado a la red pueden aparecer ondas de presión inesperadas.
4.7.3 Medidas preventivas (control de las ondas de presión)
Para prevenir altas y bajas presiones inaceptablesen el sistema de tuberías hay que
tener en cuenta lo siguiente:
• Diseñar la tubería de impulsión para bajas velocidades de flujo.
• Aumentar la masa de inercia y por tanto el tiempo de parada del conjunto de la
bomba utilizando un volante de inercia.
• Instalar un equipo para suministrar líquido a la instalación durante el arranque y
parada, por ejemplo, un depósito con cámara de aire / líquido, un depósito en as-
piración, un bypass de retorno a la cámara de aspiración o una tubería de apoyo al
comienzo de la tubería de impulsión.
• Una buena elección de los intervalos de apertura y cierre y del modo de cierre de
las válvulas de regulación y cierre.
126
• Reducción del tiempo de reflexión tr de la instalación utilizando tramos de con-
ducción tan cortos como sea posible, o en el caso de instalaciones de gran longi-
tud instalando puntos de reflexión intermedios, por ejemplo una cámara de com-
pensación en el punto más alto.
• Instalación de válvulas de seguridad para vacío en puntos de la instalación donde
se podría evaporar el líquido si hubiera ondas de presión negativas.
• Instalación de equipos para aliviar la acumulación de líquido, por ejemplo, esca-
pes adicionales o válvulas de seguridad.
127
4.8 Fuerzas y momentos en bridas
La bomba se conecta a la tubería de la instalación mediante las bridas de aspiración
(entrada) y de impulsión (salida).
Cuando se hace la conexión de la tubería a la bomba, hay que poner la máxima aten-
ción y asegurarse de que transmite esfuerzos mínimos a la bomba.
Existe un límite para las fuerzas y momentos externos que las bridas y carcasa de la
bomba pueden soportar. Si las fuerzas y momentos son mayores, existe el riesgo de
deformación y sobrecarga de la carcasa de la bomba. Y como consecuencia el impul-
sor de la bomba puede rozar con la carcasa, anillo de desgaste o con el cojinete liso.
Además la alineación del acoplamiento será afectada lo que puede dañar los cojinetes
de la bomba y al mismo acoplamiento. También existe el riesgo de sobrecargar los
pernos que sujetan la bomba a la bancada.
Los proveedores de bombas establecen las máximas fuerzas y momentos admisibles
que pueden aplicarse a las bridas de la bomba utilizando un sistema de coordenadas
tridimensional.
Fig. 4.8.01
Tenga en cuenta el sistema de coordenadas tridimensional para las fuerzas y momen-
tos admisibles en las bridas de la bomba (ejemplo, bombas horizontales multicelula-
res)
128
El diseño e instalación de la tubería debe asegurar que estos valores máximos admisi-
bles, indicados por el fabricante, no sean sobrepasados durante el funcionamiento, ni
a las máximas condiciones de trabajo y temperatura.
Los valores admisibles para las fuerzas y momentos que se pueden transmitir a las
bridas de la bomba pueden obtenerse, independientemente del fabricante, en varias
relaciones y normas, por ejemplo ISO 5199 y 9905, dependiendo del tipo de bomba,
materiales, tipo de instalación y tamaño de la bancada.
A menos que se indique otra cosa, los valores para las fuerzas F y los momentos M
son válidos para un material en concreto y para una temperatura de trabajo hasta
máximo 100 °C.
Para otros materiales y temperaturas de funcionamiento superiores, los valores pue-
den corregirse con función de la relación de los módulos de elasticidad según:
Et,mF o M = F o M · —— t t 20°C 20°C E20,b
siendo: E20,b = Módulo de elasticidad del material básico a 20 °C.
Et,m = Módulo de elasticidad del material seleccionado a la temperatura de
trabajo.
Tabla 4.8.01 Módulos de elasticidad en kN/mm² para varios materiales y tempera-
turas de trabajo.
Material Temperatura en °C
20 100 200 300 350 400
Fundición de hierro gris 112 110 103 98
Fundición de grafito esferoidal (hierro dúctil) 169 159 153 144 139
Fundición de acero, sin o con baja aleación 211 204 196 186 182 177
Acero al cromo con aprox. 12% Cr 216 209 200 190 185 179
Acero austenítico y austenítico/ferroso 200 194 186 179 176 172
Fundición de bronce al estaño 100
129
4.9 Bombeo de materia en suspensión
4.9.1 Materia en suspensión y pastas
Normalmente se entiende por materia en suspensión mezclas con agua de celulosa o
fibras. En primer lugar las mezclas de celulosa contienen pulpa de madera, papel, paja
y materiales similares. Este material en bruto es cocido, desfibrado y blanqueado para
obtener la pulpa.
Dependiendo del tipo de papel requerido, el material en bruto se mezcla con agua,
color, aditivos y es conglomerado en las mezcladoras, para obtener la pasta.
Durante la producción, los productos intermedios están en forma de suspensiones con
consistencia y concentraciones variables.
La consistencia de la pasta se define por la relación entre los sólidos y la suspensión.
mSolidos Consistencia wSolidos m
= ——————— · 100 en % seca total ó % secada al aire
Solidos + mAgua
mSolidos Consistencia wSolidos m
= ——————— · 100 en % seca total ó % secada al aire
Suspension
donde:
% seca total = Porcentaje de materia absolutamente seca en la suspensión.
% secada al aire = Porcentaje de materia secada al aire en la suspensión.
La materia secada al aire contiene un 12% de agua, es decir, contiene un 88% de ma-
terial absolutamente seco.
1% seca total = 1,14% secada al aire
1% secada al aire = 0,88% seca total
La capacidad de las fábricas de papel y celulosa viene dada normalmente en tonela-
das/día, es decir, toneladas de materia absolutamente seca o secada al aire cada 24
horas. Para calcular la capacidad de la bomba necesaria conociendo las t/día, se puede
aplicar la siguiente fórmula:
t 4,17 seca total Q = ———— · ————————— en m³/h
24 h wSolidos % seca total
130
o
t 3,72 secada al aire Q = ———— · ———————— en m³/h
24 h wSolidos % secada al aire
En Inglaterra y Estados Unidos la consistencia se expresa como:
O.D. = Materia secada al horno (sin agua) = % seca total (B.D.)
A.D. = Materia secada al aire
Para el último se considera un contenido de agua del 10% y por lo tanto no es direc-
tamente comparable con el % secada al aire que se describió anteriormente.
concentración O.D. = 0,90 · concentración A.D.
concentración A.D. = 1,11 · concentración O.D.
4.9.2 Contenido de aire en la materia en suspensión
Cuando la materia seca entra en contacto con el aire, no es posible evitar que peque-
ñas burbujas de aire se adhieran a las fibras. Si la densidad de la fibra es muy alta el
contenido de aire será alto, y esto puede reducir notablemente la altura total de la
bomba. Por tanto, es muy importante asegurarse que durante el tratamiento de la ma-
teria seca, sea mínimo el contacto de ésta con el aire y que la entrada de la bomba sea
diseñada para prevenir que se introduzca aire. La influencia del contenido de aire en
la altura total de la bomba puede calcularse como se muestra en la sección 4.6.01.
4.9.3 Pérdidas de carga en tuberías
El comportamiento del líquido con materia en suspensión en las tuberías es muy dis-
tinto a la del agua u otros fluidos Newtonianos. Esto conlleva a que las pérdidas de
carga en la tubería tengan características diferentes como se muestra en la Fig. 4.9.01
y 4.9.02.
Un estudio cuidadoso de las características puede revelar diferentes tipos de compor-
tamiento del fluido como se observa en las Fig. 4.9.03 y 4.9.04.
Estos tipos se describen como:
Tipo 1 - tramo A-B de la curva.
En este tramo la relación entre las pérdidas y la velocidad del fluido es lineal has-
ta la velocidad U1 .
Tipo 2 - tramo B-C-D de la curva.
En este tramo las pérdidas se reducen hasta el punto C y luego aumentan de nuevo
hasta el punto D donde la curva se corta con la del agua.
Se denomina D al punto donde comienza el “efecto de arrastre”. La velocidad del
fluido en este punto se denominaU2.
131
Fig. 4.9.01 Curva de pérdidas de carga en
la tubería para materia seca procesada quí-
micamente
(celulosa) wSolidos2 > wSolidos1
Fig. 4.9.02 Curva de pérdidas de carga
en la tubería para materia seca proce-
sada mecánicamente
(pulpa de madera) wSolidos2 > wSolidos1
Fig. 4.9.03 Curva de pérdidas de carga en
la tubería para materia seca procesada quí-
micamente
Fig. 4.9.04 Curva de pérdidas de carga
en la tubería para materia seca proce-
sada mecánicamente
Tipo 3 - tramo D-E de la curva
En este tramo la curva de pérdidas de carga de la materia en suspensión está por
debajo de la del agua. Razón por lo que se denomina “reducción de arrastre” a es-
te comportamiento del fluido con materia en suspensión.
132
En la práctica los valores de referencia usados para velocidad de flujo son de máx.
3.1 m/s para materia en suspensión hasta el 3% seca total y máx. 2.4 m/s para materia
en suspensión con >3% seca total, que da como resultado el siguiente panorama:
Para suspensiones preparadas químicamente con consistencia entre 1,5 y 2% seca
total, las pérdidas en la tubería estarían en el Tipo 3 (tramo D-E) y pueden ser aplica-
das en general las pérdidas en curvas para agua. Para consistencias entre 2,5 y 4,5%
seca total, las pérdidas en la tubería estarían en el Tipo 2 (tramo B-C-D) y entre un 5
y 6% en el Tipo 1 (tramo A-B) .
Para suspensiones preparadas mecánicamente, las pérdidas de carga, dentro de los
rangos de velocidad de fluido anterior, permanecen en el Tipo 1 (tramo A-B), para
cualquier consistencia.
La pérdida de carga, que depende de otros factores además de la consistencia y la
velocidad del fluido, por ejemplo, el método de preparación de la materia prima, la
temperatura y el material de la tubería, puede ser calculada por varios métodos. Uno
de los más utilizados normalmente es el TAPPI, la hoja de información técnica (TIS)
408-4 que se publica por la Technical Association of the Pulp and Paper Industry,
Atlanta Georgia, USA también disponible para ciertos parámetros en forma de curva.
4.9.4 Bombas para su utilización con materia en suspensión
Los mejores resultados a la hora del bombeo de materia en suspensión se consiguen
con bombas centrífugas. Para consistencias hasta 1.5% seca total, se pueden utilizar
bombas centrífugas estándar. Para consistencias mayores se requieren bombas centrí-
fugas que hayan sido específicamente diseñadas para los requerimientos hidráulicos y
estructurales de la materia en suspensión.
Las bombas centrífugas con impulsores semiabiertos, caracterizados por sus amplios
pasos y bajas velocidades de flujo, se pueden utilizar para consistencias hasta 6% seca
total, sin problemas y sin desviaciones de la curva característica para el agua. Esto sin
embargo está condicionado a un contenido de aire bajo, no más de 1-2% en volumen.
Si el contenido de aire excede este valor, entonces la altura total de la bomba se redu-
ce según se describe en la sección 4.9.2.
Al seleccionar una bomba para materia en suspensión hay que intentar aproximarse lo
más posible a los requerimientos de la instalación en cuanto a caudal y altura total.
No es aconsejable estrangular una bomba sobredimensionada para conseguir los re-
quisitos de la instalación, ya que puede haber una alta velocidad de flujo en la zona de
estrangulamiento facilitando la formación de grumos de material. Esto produce vibra-
ciones en la tubería que a su vez se transmiten a la bomba.
El ajuste para conseguir el punto de funcionamiento requerido se hará por recorte del
impulsor o, caso de frecuentes cambios en las condiciones, controlando mediante un
bypass.
133
El caudal mínimo no será inferior al 25% del caudal en el punto de rendimiento ópti-
mo.
Hay que señalar que las bombas para materia en suspensión no producen presiones
negativas, por lo que no pueden funcionar en aspiración. La instalación será tal que la
materia seca fluya hasta la bomba con una adecuada altura de carga. La altura de
carga a la entrada de la bomba debería ser al menos lo suficiente como para superar
las pérdidas de carga en la tubería de aspiración, por lo que no debería estar por deba-
jo del valor mínimo de 2 m. La tubería de aspiración será tan corta como sea posible y
sin codos, es decir la bomba debería estar lo más cerca posible del depósito de aspira-
ción. El diámetro de la tubería no debe ser inferior al de la brida de entrada de la
bomba.
En general las bombas rotativas de desplazamiento positivo se instalan para consis-
tencias hasta del 15%. Las bombas centrífugas que se utilizan para consistencias de
> 6 a 8% seca total, deben tener dispositivos (inductores) para asegurar una carga
continua del impulsor.
134
4.10 Cierre del eje
En general las bombas se diseñan con el eje atravesando la carcasa hacia el exterior
con el propósito de instalar los cojinetes y conectar el motor.
El punto en el cual el eje atraviesa la carcasa debe ser sellado para que:
• el líquido sometido a presión no fugue al exterior,
• el aire no entre dentro de la carcasa cuando (por ejemplo trabajando en aspira-
ción), la zona de cierre está a presión negativa.
Es evidente que el cierre del eje juega un papel importante para asegurar un funcio-
namiento seguro de la bomba y para prevenir daños ambientales. Este cierre debe ser
cuidadosamente seleccionado.
En general hay dos tipos de cierre de eje:
• cierres radiales
• cierres axiales
4.10.1 Construcción de un cierre de eje radial
4.10.1.1 Cierre de eje sin contacto
La holgura radial en un cierre de eje sin contacto debe ser suficiente para asegurar que
no roza en el caso de deflexiones y vibraciones del eje. Debe ser por lo tanto relati-
vamente grande y en consecuencia la fuga es también grande.
Los cierres sin contacto que fueron utilizados en principio eran como casquillos es-
tranguladores o camisas para limitar el caudal entre dos cámaras con diferentes pre-
siones. Este estrangulamiento también se utiliza para reducir la presión en la cámara
después del estrangulador o para mantener la presión en la cámara delante de él, por
ejemplo, para evitar la ebullición.
La pequeña holgura en el estrangulador limita la
fuga y reduce la presión en la dirección del
flujo. La longitud de la holgura depende de la
relación de presiones.
Fig. 4.10.01 Estrangulación delante de un cierre mecánico de una bomba de alta
presión.
135
4.10.1.2 Cierres de eje con contacto
La tolerancia radial en los cierres de eje con contacto podría reducirse prácticamente a
cero. Sin embargo como se genera calor por fricción debido al contacto con el eje que
está girando, la tolerancia debe ser incrementada lo suficiente como para permitir una
cantidad controlada de fuga para eliminar ese calor. Este caudal lubrica las superficies
de cierre y asegura que no son destruidas por el calor generado en un funcionamiento
en seco. El régimen de fuga requerido es relativamente alto comparado con los cierres
axiales, y por tanto este tipo de cierre radial debería ser utilizado sólo con bombas
para no contaminantes, por ejemplo, agua de beber, agua de refrigeración, agua ca-
liente y agua de mar.
Este tipo de cierre de eje se utiliza principalmente en forma de empaquetadura forma-
da por anillos hechos de hilos sin amianto, por ejemplo algodón, sintéticos y grafito-
PTFE.
Cierre de eje por empaquetadura
Anillos de empaquetadura
Dependiendo de las relaciones de presión,
la caja de empaquetadura se rellenará con
4 a 6 anillos.
Sin refrigeración para temperaturas de lí-
quido hasta 110ºC.
Anillos de empaquetadura con refrige-
ración
La refrigeración se hace por una camisa o
por un casquillo de refrigeración intensiva.
Camisa de refrigeración para temperaturas
de líquido hasta 180ºC.
Casquillo de refrigeración para temperatu-
ras de líquido hasta 210ºC.
Anillos de empaquetadura con anillo de
cierre hidráulico
Estaejecución se elige para el sellado de
un eje que trabaja bajo vacío. Suminis-
trando un líquido limpio al anillo de cierre
hidráulico, que sea compatible con el lí-
quido que se bombea (cierre externo), o el
mismo líquido que se bombea (cierre in-
terno), se evitan entradas de aire.
Es importante para trabajar en aspiración
que el líquido de cierre esté a 1-2 bar.
136
4.10.2 Construcción de un cierre de eje axial (caras rozantes)
Los cierres de eje de este tipo son conocidos como cierres mecánicos (axiales) o de
caras rozantes.
En esta construcción, dos caras de cierre perpendiculares al eje de giro son presiona-
das una contra otra y una gira sobre la otra fija. Durante la operación se abre una es-
trecha holgura entre las dos caras finamente mecanizadas, formándose una película de
líquido o gas lubricante. El tamaño de esta holgura depende de varios factores, entre
otros la rugosidad de las caras de roce que, generalmente, es de entre 0,01 y 0,15 µm
para los materiales utilizados (valor medio aritmético Ra ) . Para calcular la fuga de un
cierre mecánico, se toma como base generalmente, que la holgura es inferior a 1 µm.
Este valor está muy por debajo del que se podría conseguir con un cierre de eje radial.
Por lo tanto, la cantidad de fuga de un cierre mecánico es considerablemente menor
que la de un cierre radial.
Para el cierre mecánico de una bomba centrífuga, habrá que considerar las siguientes
ejecuciones:
4.10.2.1 Cierre sencillo
Cierre sencillo sin equilibrar, con resorte gi-
ratorio y asiento estacionario. Con esta cons-
trucción las caras de roce están sometidas a la
presión total de la caja del cierre. Este tipo de
cierre está restringido a aplicaciones con pre-
siones máximas de 10 a 16 bar.
Cierre sencillo equilibrado, resorte giratorio
y asiento estacionario. Las caras de roce se
descargan mediante un escalón en el eje o en
la camisa del eje, lo cual da una relación de
área de la cara k < 1. Este tipo de cierre es apto
para aplicaciones con presiones máximas de
20 a 40 bar, y en determinados diseños, inclu-
so mayores.
Con este tipo de cierre es necesario tener una circulación del fluido bombeado desde
una zona de alta presión, a la cámara del cierre para disipar el calor de las caras de
roce, para evitar depósitos de sólidos y si fuera necesario, mantener una sobrepresión
en la cámara del cierre.
También es posible retornar el fluido puesto en circulación desde la cámara del cierre
hasta una zona de baja presión, por ejemplo, la aspiración de la bomba.
La circulación se puede hacer a través de una tubería externa o taladros internos.
137
Cierre sencillo equilibrado, con cámara de
refrigeración
Esta ejecución cerrada, p.e. sin circulación de
producto, es usada para bombas de agua ca-
liente y temperaturas hasta 140°C.
Cierre sencillo equilibrado, con camisa de
refrigeración y asiento refrigerado
Esta ejecución cerrada, p.e. sin circulación de
producto, es también utilizada para bombas de
agua caliente. Con el asiento refrigerado es
apropiada para temperaturas de agua de hasta
230°C.
Utilizando un casquillo de refrigeración en lu-
gar de la camisa y con un intercambiador ex-
terno de calor, este cierre mecánico es válido
para temperaturas hasta 311ºC.
4.10.2.2 Cierres mecánicos dobles
Los cierres mecánicos dobles se utilizan cuando por razones químicas, físicas o am-
bientales no se permiten fugas del fluido bombeado. Antes de hacer la selección es
aconsejable considerar si una bomba sin fugas (acoplamiento magnético o motor en-
capsulado) es adecuada para la aplicación.
Además de cierres mecánicos dobles específicos, en la mayoría de los casos el cierre
doble está formado por dos cierres sencillos. Dependiendo de la presión de funciona-
miento y del fluido bombeado, uno o los dos cierres pueden ser o no equilibrados.
138
Cierres mecánicos dobles, ejecución back to back
Con esta construcción las dos caras
giratorias están opuestas una
respecto de la otra y forman, con la
caja del cierre una cámara, estanca al
ambiente y al producto. Se requiere
un fluido compatible con el producto
y con el ambiente para evacuar el
calor por rozamiento y lubricar las
caras de roce. Se necesita una
presión aproximadamente de 2 a 3
bar más alta que la presión de cierre.
Fig. 4.10.02 Cierres mecánicos dobles en ejecución back to back
Este tipo de cierre se tiene en cuenta cuando no se permita ninguna fuga de la bomba
por peligro de explosión, ambiental, salubridad o cuando el líquido bombeado pueda
polimerizarse por el calor generado por el rozamiento de las caras de roce.
La circulación requerida de líquido se asegura mediante el uso de un termo-sifón o un
anillo de bombeo en el cierre.
Cierre de gas, cierre mecánico doble
La lubricación por gas de los cierres dobles back to back puede ser una solución si no
se dispone de ningún líquido compatible, o si es esencial evitar que el líquido entre en
las caras de roce con riesgo, por ejemplo, de decantación de cristales.
El fluido es generalmente un gas inerte como el nitrógeno con una presión aproxima-
da de 2 bar mayor que la presión de cierre.
Cierres mecánicos dobles, ejecución en tándem
En esta ejecución, dos cierres sencillos se colocan uno detrás del otro.
Mientras el cierre lado producto es lubricado por el producto, es necesario suministrar
un líquido de lavado compatible con el ambiente en el otro lado. En comparación con
el back to back, el líquido de lavado no necesita estar a una mayor presión.
139
Fig. 4.10.03 Cierre mecánico doble ejecución en tándem
Cierres mecánicos dobles con muelle estacionario
Este diseño de cierre con asiento rotatorio y muelle estacionario fue especialmente
desarrollado para bombas químicas normalizadas. Este diseño puede igualmente ser
utilizado como cierre simple con lavado o como cierre doble.
El cierre del lado exterior puede también llevar muelle giratorio.
Fig.4.10.04 Cierre mecánico doble con muelle estacionario y anillo de bombeo
140
Las especiales características de este cierre son:
• Muelles protegidos del contacto con el producto y la fuga correspondiente.
• El cierre es especialmente conveniente para productos que contengan sólidos
abrasivos.
• El cierre está doblemente equilibrado, p.e. no abre si hay pérdida de presión del
líquido barrera y se auto-cierra en el caso de inversión de presión.
• Está disponible como cierre cartucho, es decir pre-montado, listo para instalar, lo
que hace el montaje más rápido y sencillo, acorta el tiempo de montaje y evita
errores de montaje.
4.10.2.3 Instalación de quench (fluido barrera) para cierres mecánicos simples y
dobles
Quench es el término comúnmente utilizado en la tecnología del cierre para un siste-
ma que consiste en llevar un fluido externo, sin presión, a las caras del cierre lado
exterior.
El fluido para el quench puede ser:
• Líquido, con la condición de que sea de fácil disponibilidad, no contaminante ni
peligroso.
• Vapor.
• Gases, principalmente inertes o aire seco.
Un fluido de quench, absorbe y arrastra cualquier fuga y además sirve para control de
fugas mediante la observación del nivel del fluido de quench en su depósito.
El quench de vapor se utiliza principalmente para calentar el lado atmosférico del
cierre cuando se bombean líquidos con alta temperatura de fusión. Esto evita que
solidifique cualquier fuga en la zona del cierre que puede afectar a su funcionamiento.
El quench de gas se utiliza como protección anti-hielo para un medio criogénico, el
gas seco evita la formación de hielo y que el cierre no haga su función.
Hay varios métodos para el cierre del fluido de quench:
Throttle bush (casquillo estrangula-
dor)
Con un estrecha holgura radial, indicado
para quench de gas y vapor pero menos
para líquidos de quench.
Fig. 4.10.05 Quench con throttlebush
141
Un casquillo estrangulador, debe estar hecho de material antichispa, se puede instalar
incluso sin fluido de quench para reducir la fuga en el caso de un fallo del cierre.
Lip seals (Retenes labiados)
Indicado para todos los fluidos
de quench lubricantes, por ejem-
plo aceite y agua.
Fig. 4.10.06 Quench con lip seals
Empaquetadura exterior
Indicado para vapor y algunos
líquidos. Los anillos de empa-
quetadura deben tener buenas
propiedades de funcionamiento
en seco.
Fig. 4.10.07 Quench con empaquetadura exterior
Cierres mecánicos
Estos son los sistemas preferidos para todos los fluidos de quench. La construcción es
similar al cierre mecánico en tándem.
Normalmente se instala un cierre mecánico simple con quench en lugar de cierre me-
cánico doble cuando las condiciones de funcionamiento lo permiten. Esto simplifica
la instalación y el funcionamiento, en lugar de un lavado de líquido a presión, sólo se
necesitará un líquido de quench sin presión.
142
4.10.2.4 Selección de cierres mecánicos
La selección del cierre mecánico se hace contando con las condiciones de trabajo de
la bomba en la cual será instalado y los datos de funcionamiento de la bomba, inclu-
yendo velocidad, diámetro del eje o camisa del eje y la presión en la caja del cierre.
La presión en la caja del cierre pA está entre la presión de aspiración de la bomba p1
y la presión de impulsión p2, por lo tanto:
p1 < pA < p2
El valor real de presión en la caja del cierre depende de la construcción de la bomba y
del tipo de compensación del empuje axial, el fabricante de la bomba facilita el dato.
4.10.2.5 Materiales de construcción de los cierres mecánicos
Los materiales de construcción de un cierre mecánico simple, según EN 12756, vie-
nen dados por un código de cinco dígitos. Los cierres mecánicos dobles con un mue-
lle común, usan un código de ocho dígitos. Los cinco primeros dígitos se refieren al
cierre lado producto incluyendo el muelle, y las otras tres posiciones se refieren a las
caras de roce, al asiento y al cierre secundario de la parte externa del cierre. Si un
cierre mecánico doble consta de dos cierres sencillos, entonces se designarán indivi-
dualmente.
1 Cara de roce
2 Asiento fijo
3 Cierre secundario
4 Muelle
5 Otras partes
metálicas
Fig. 4.10.08 Construcción básica de un cierre mecánico, por ejemplo, cierre
Sterling GNZ.
143
Tabla 4.10.01 Código de material (extracto de EN 12756)
Posición 1 / Posición 2 Posición 3 Posición 4 / Posición 5
Materiales para cara de roce
y asiento fijo
Material para juntas del
cierre
Material para muelle y
otras partes metálicas
Carbones sintéticos
A = Carbón grafito
impregnado de antimonio
B = Carbón grafito
impregnado de resina
Metales
S = Acero fundido al Cr Mo
Carburos
Q = Carburo de Silicio
U = Carburo de Tungsteno
Óxidos metálicos (cerámi-
cas)
V = Óxido de Aluminio
Elastómeros
E = Caucho de etileno
propileno (EPDM, EPPM)
K = Caucho de perfluoro-
carbón
N = Caucho de cloropreno
(CR)
P = Caucho de Nitrilo-
butadieno (NBR)
V = Caucho de Fluorocar-
bón (FPM)
Elastómeros, recubiertos
M = Elastómero / PTFE
Termo elastómeros
T = PTFE
G = Acero Cr Ni Mo
M = Hastelloy ®
aleación de Níquel
Combinaciones de los materiales de cara / asiento
Las combinaciones de material normalmente son:
Duro / Blando
Esta combinación tiene propiedades particulares para un funcionamiento ocasional:
• Acero al Cromo-Molibdeno contra carbón grafito - código SB
• Óxido de Aluminio contra carbón grafito impregnado de resina - código VB
• Carburo de Silicio contra carbón grafito impregnado de antimonio - código QA
Duro / Duro
Esta combinación tiene buenas propiedades contra el desgaste:
• Carburo de Silicio contra Carburo de Silicio - código QQ
• Carburo de Tungsteno contra Carburo de Tungsteno - código UU
La primera consideración para la elección del material, aparte de las propiedades de
deslizamiento, es la resistencia a la corrosión del material empleado.
144
Juntas del cierre mecánico
Los materiales de las juntas del cierre mecánico son elegidos por su temperatura ad-
misible de funcionamiento y su resistencia química. La información de referencia
viene dada en la sección 11.6 “ materiales orgánicos”.
Muelles y otras piezas metálicas
El material normal para estas piezas es acero al cromo-níquel-molibdeno, por ejemplo
material EN 1.4571, X6 Cr Ni Mo Ti 17 12 2, código G.
Para un mayor grado de resistencia a la corrosión se utiliza una aleación de níquel con
cromo y molibdeno del tipo Hastelloy, por ejemplo material DIN 2.4610, Ni Mo 16
Cr 16 Ti, código M.
Ejemplo de designaciones utilizando códigos de material
SBVGG significa:
Posición 1: cara del cierre S = Acero fundido al Cr Mo
Posición 2: asiento fijo B = carbón impregnado de resina
Posición 3: cierre secundario V = Caucho Fluorocarbonado
Posición 4: muelle G = Acero 17 12 2 Cr Ni Mo
Posición 5: otras piezas metálicas G = Acero 17 12 2 Cr Ni Mo
145
4.11 Bombas sin fugas
El aumento del uso de bombas sin fugas en las industrias de proceso se puede atribuir
en gran parte a las reglamentaciones aplicadas a las plantas que manejan sustancias
peligrosas. Las estrictas reglamentaciones y limitaciones actuales, normalmente no
permiten ni siquiera una fuga mínima. Como el cierre de eje, bien empaquetadura o
mecánico, siempre necesita fugar para lubricar las superficies de roce, según su fun-
ción, en esos casos se tendrá que instalar una bomba sin cierre de eje o sin fugas.
Además de las bombas de desplazamiento como las de membrana o peristálticas, se
deben considerar las bombas centrífugas y de canal lateral con acoplamiento magnéti-
co o con motores encapsulados.
4.11.1 Bombas de acoplamiento magnético
En un acoplamiento magnético, la potencia del motor, se transmite al eje de la bomba
sin contacto, mediante imanes permanentes, a través de la protección que hermetiza la
carcasa de la bomba. El eje de la bomba no atraviesa la carcasa, en lugar de eso se
apoya sobre rodamientos lubricados dentro de la carcasa. Por lo tanto no hay necesi-
dad de un cierre para el eje.
La experiencia adquirida durante muchos años en el funcionamiento de las bombas de
acoplamiento magnético prueba su eficacia en comparación con las bombas de sella-
do convencional, lo cual ha de ser tenido en cuenta. Su desarrollo está tan avanzado
que no existen limitación en su disponibilidad y características en comparación con
las bombas de cierre mecánico. En orden a comparar y clasificar las muchas ejecucio-
nes de acoplamientos magnéticos, existen varias referencias, por ejemplo la alemana
VDMA 24279, “Requirements of centrifugal pumps with magnetic couplings and
canned motors”.
4.11.1.1 Principios de funcionamiento de los acoplamientos magnéticos con
imanes permanentes
Los acoplamientos magnéticos no tienen contacto, son acoplamientos transmisores de
potencia, que consisten en un conjunto de imanes motrices y otro conjunto de imanes
accionados, separados por una envolvente de material no magnético que además sirve
para estanqueizar la bomba del ambiente. Para su uso en bombas centrífugas, se han
desarrollado acoplamientos modulares en los que la protección y los imanes están
dispuestos coaxialmente (vea Fig. 4.11.01).
El mismo número de barras magnéticas de polaridad alterna están dispuestas forman-
do un circulo para ambos, imanes interiores y exteriores. Las barras magnéticas están
sujetas por un anillo de retención de acero ligeramente magnético que además une las
líneas del campo magnético de barra a barra.
Las líneas del campo magnético pasan de la barra magnética exterior a la que se en-
cuentra en frente suyo debajo de la protección, a través del anillo de unión interno,
pasa al polo vecino y desde allí vuelve desde la barra interior a la barra opuestaexte-
rior en el anillo exterior, creando el circuito del campo magnético (ver Fig. 4.11.02).
Una aleación de tierras raras, de samario cobalto (SmCo), se ha establecido como el
mejor material magnético que además, presenta unas propiedades magnéticas muy
buenas a alta temperatura.
146
Fig. 4.11.01 Construcción básica de un acoplamiento magnético
Fig. 4.11.02 Líneas del campo magnético y ángulo de desfase ϕ
p = número de polos, placas, en circulo.
147
Para transmitir un par, las líneas del campo entre los imanes externos e internos deben
tener una componente tangencial. Ésta viene dado por el ángulo de desfase ϕ por el
que el imán movido, dependiendo de la carga, queda detrás del imán motor. La rela-
ción entre el par transmitido M y el ángulo de desfase se representa por una curva
como una onda de función senoidal. A medida que el ángulo de desfase se hace ma-
yor más superficie del imán se sobrepone sobre el otro de la misma polaridad. Y co-
mo los polos iguales se repelen, la condición de funcionamiento del acoplamiento
llega a ser inestable. El par transmitido alcanza su máximo cuando exactamente la
mitad de un imán se superpone con la del otro de la misma polaridad. A medida que
aumenta el desfase se reduce el par transmitido hasta el punto donde la superposición
es total y los polos se repelen uno respecto del otro. Como consecuencia de esta so-
brecarga el desfase y la transmisión del acoplamiento se pierden. En el funcionamien-
to normal de una bomba, la inercia de las piezas giratorias y su resistencia evitan la
re-sincronización de los imanes del acoplamiento lo que es denominado “ruptura”.
4.11.1.2 Rendimiento de un acoplamiento magnético
El movimiento relativo del campo magnético y la envolvente aislante induce una
corriente eléctrica al ser cortado el campo por el material conductor de la misma.
Como la intensidad del campo magnético en el acoplamiento es constante y de acuer-
do a las leyes de inducción, la magnitud del voltaje inducido depende sólo del volu-
men y la velocidad del conductor en el campo magnético, en otras palabras la veloci-
dad de giro y el diámetro de la protección. Las pérdidas por corrientes de Eddy son
proporcionales al espesor, al cubo del diámetro y al cuadrado de la velocidad, así
como a la conductividad del material de la protección.
Estas corrientes de Eddy calientan la protección y consumen energía la cual tiene que
suministrar el motor por lo que reducen el rendimiento. El par transmitido del aco-
plamiento no disminuye por las pérdidas de corrientes de Eddy.
El calor generado en la protección por las corrientes de Eddy debe ser eliminado por
una parte del caudal tomado del interior de la bomba.
Este caudal parcial que pasa por un estrecha holgura entre el imán interior y la protec-
ción pierde presión, lo que depende de la viscosidad y la densidad del medio bombea-
do y la velocidad y geometría del imán interior. Estas pérdidas de caudal también
reducen el rendimiento del acoplamiento.
4.11.1.3 Influencia de la temperatura en el par transmitido
El par transmitido de un acoplamiento magnético está influenciado por la temperatura
de los imanes y la distancia radial entre los imanes interior y exterior. La influencia
de la temperatura se muestra en la Fig. 4.11.0.3.
La reducción del par transmitido con el aumento de temperatura se compone de un
elemento reversible y uno irreversible. El componente irreversible está causado por
una alteración del imán que ocurre cuando se calienta la primera vez. Esta pérdida
permanece incluso cuando la temperatura se reduce a la ambiental.
148
El componente reversible hay que considerarlo al seleccionar el acoplamiento. Si por
ejemplo, se instala un acoplamiento de 100 Nm para una aplicación a 200°C, el par se
reducirá a 90 Nm.
Fig. 4.11.03 Influencia de la temperatura en el par transmitido de un acoplamiento
magnético con imanes de SmCo.
4.11.1.4 Apoyo del eje de la bomba
El uso de acoplamientos magnéticos requiere la instalación de cojinetes que deben ser
lavados y lubricados por el medio bombeado, ya que el eje no sale al exterior de la
carcasa de la bomba. Muy utilizadas son los de cerámicas, aunque la mayoría son de
carburo de silicio (SiC). El material cerámico se caracteriza por su bajo desgaste y
una resistencia química universal.
4.11.1.5 Caudal parcial para refrigeración y lubricación
Como se ha mencionado anteriormente, se toma una parte del caudal total del fluido
bombeado para refrigerar el aislante metálico y lubricar los cojinetes del eje de la
bomba. Normalmente este caudal parcial se introduce en la bomba desde el lado de
impulsión, se hace pasar por la protección y los cojinetes y se devuelve a una posición
conveniente en la cámara de aspiración de la bomba donde hay una presión baja mez-
clándose con el caudal principal.
Si el medio bombeado está contaminado, se puede hacer pasar este caudal parcial por
un filtro antes de entrar en la bomba.
149
Fig. 4.11.04 Bomba de acoplamiento magnético de diseño monobloc.
Si el medio bombeado no es apropiado para refrigerar o lubricar, se puede alimentar
desde el exterior con un líquido que sea compatible con él. Si el líquido bombeado no
debe ser contaminado con el líquido de refrigeración-lubricación deberá montarse un
circuito externo. Esto hace necesario un impulsor auxiliar de bombeo en el alojamien-
to del imán para hacer circular el medio refrigerante a través de un intercambiador de
calor.
El caudal parcial debe eliminar todo el calor producido por las pérdidas que se produ-
cen en la cámara del imán, es decir, pérdidas por corrientes de Eddy y de carga. De
cualquier modo, el caudal parcial no debe de exceder de una temperatura límite, que
se establece según el siguiente criterio:
1. No debe ser sobrepasada la temperatura de ebullición del líquido bombeado o la
del líquido de refrigeración y lubricación externo.
2. No debe producirse una reacción química (por ejemplo, una polimerización).
4.11.1.6 Límites de funcionamiento
La tecnología actual basada en el uso de imanes de SmCo permite instalar acopla-
mientos magnéticos con las siguientes limitaciones:
1. Temperatura
En bombas de diseño normal, se pueden bombear líquidos con temperaturas en-
tre -20°C y +180°C . Para temperaturas hasta 300°C, en algunos casos, es nece-
saria la modificación de los cojinetes y anillos de cierre hidráulico.
150
Para temperaturas por encima de los 300°C se utiliza el diseño “fondo de saco”
con una protección aislante de cerámica con barrera térmica entre la bomba y el
acoplamiento. Esto funciona con líquidos hasta 400ºC sin refrigeración externa.
Para temperaturas por debajo de –20ºC, habrá que tomar medidas adecuadas pa-
ra asegurar que la condensación producida no se congele cuando la bomba se
pare, haciendo que los imanes exteriores no giren en el arranque.
2. Viscosidad
Se pueden utilizar acoplamientos magnéticos con líquidos con viscosidades en-
tre 0,3 y 300 mPa s. Para viscosidades menores hay que comprobar la idoneidad
del cojinete, especialmente del material. Para gases licuados y otros medios con
pobres propiedades de lubricación, se utiliza un cojinete de carbón en lugar de
carburo de silicio.
3. Presión
En teoría la protección aislante puede ser calculada para cualquier presión no-
minal. Sin embargo, un incremento de presión requiere un incremento del espe-
sor de las paredes, lo que aumenta las pérdidas por corrientes de Eddy; en pre-
siones por encima de los 100 bar, el acoplamiento magnético llega a ser anti-
económico si se compara con una bomba de motor encapsulado.
4. Par
No hay límites físicos en el diseño de accionamientos de alto par de transmi-
sión. En la práctica es muy pequeña la solicitud de accionamientos por encima
de 380 Nm.
4.11.1.7 Selección de acoplamientos magnéticos
El acoplamiento magnético debe transmitir el par de la bomba, el par de rozamiento
de los cojinetes, la pérdida de cargadel paso de líquido entre la protección y el imán
interior y el momento de aceleración del motor en el arranque y a diferentes cargas.
Para una bomba para unos datos de trabajo concretos, el acoplamiento magnético
requerido y el motor de accionamiento se pueden establecer como sigue:
1. Calcular la potencia hidráulica de la bomba con respecto a la densidad y viscosi-
dad del medio bombeado.
2. Seleccionar un acoplamiento magnético con al menos la potencia nominal reque-
rida según punto 1, a la velocidad requerida y la temperatura de funcionamiento
prevista.
3. Establecer las pérdidas por rozamiento para el acoplamiento seleccionado.
4. Comprobar que la potencia nominal del acoplamiento elegido es al menos igual a
la suma de la potencia requerida, punto 1 y pérdidas por rozamiento, punto 3, a la
temperatura prevista y si fuera necesario, elegir un tamaño mayor.
5. Establecer las pérdidas por corrientes de Eddy para el acoplamiento elegido.
151
6. Elegir un motor eléctrico con una potencia nominal mayor que la suma de la po-
tencia requerida, las pérdidas por rozamiento y las pérdidas por corrientes de Ed-
dy. Además se aplica un margen de seguridad (por ejemplo DIN ISO 5199).
7. Comprobar las condiciones de arranque. Estar seguros de que el acoplamiento
magnético transmitirá el momento de aceleración del motor en arranque directo,
la relación del par nominal del acoplamiento al motor debe ser al menos igual a la
relación de los momentos de inercia de la parte impulsora y de la parte conducida.
La combinación correcta de bomba, acoplamiento magnético y motor puede estable-
cerse por este método. Más conveniente es utilizar un programa informático que rela-
cione las bases de datos necesarias para bombas, acoplamientos y motores.
4.11.2 Bomba de motor encapsulado
4.11.2.1 Principio de funcionamiento
Las bombas con motor encapsulado son una combinación de bomba centrífuga y de
un motor trifásico asíncrono. La parte hidráulica de la bomba está conectada directa-
mente al motor. La bomba y el motor tienen un eje común con el rotor del motor lu-
bricado por el fluido bombeado. El par se transmite desde el estator al rotor por el
principio de inducción. El principio es el mismo que en un motor asíncrono normal
con la excepción de tener una “cápsula” de material no magnético colocada entre el
estator y el rotor que aísla el estator del líquido bombeado.
4.11.2.2 Rendimiento del motor encapsulado
El rendimiento de un motor encapsulado se determina por las pérdidas por corrientes
de Eddy en la cápsula y por las pérdidas del líquido que circula entre el estator y el
rotor. Además, la holgura entre estator y rotor es mayor (de 1 a 2 mm) que la de un
motor convencional, lo que influye en el rendimiento del motor. Cuanto más grande
es esta distancia se necesita un campo magnético mayor para transmitir el par, y éste
se genera por la intensidad eléctrica, invariable, por lo que se necesitará mayor poten-
cia absorbida para el mismo trabajo mecánico.
4.11.2.3 Influencia de la temperatura
El rendimiento de un motor encapsulado depende esencialmente de la temperatura
admisible del devanado. Por lo tanto para rangos de temperatura determinados, se
establece una intensidad absorbida máxima y por lo tanto la potencia máxima, de tal
modo que no sea superada la temperatura admisible en el devanado del estator.
152
4.11.2.4 Apoyo del eje de la bomba
Como el eje de un motor encapsulado no sale fuera de la carcasa, el eje se apoya en
cojinetes lubricados por el fluido bombeado. Normalmente se utilizan cojinetes de
cerámica, p.e. carburo de silicio montados a cada lado del rotor del motor. Los impul-
sores están montados en voladizo.
Fig. 4.11.05 Bomba de motor encapsulado
4.11.2.5 Caudal parcial para refrigeración y lubricación
En los motores encapsulados, el caudal parcial no sólo elimina el calor de la cápsula
debido a las corrientes de Eddy y lubrica los cojinetes sino que además refrigera el
estator. Debido al sellado hermético no es posible instalar un ventilador en el lado
contrario al accionamiento del motor, por lo que el caudal parcial debe además elimi-
nar el calor generado por las pérdidas en el cobre del estator.
El caudal parcial no debe superar una temperatura determinada la cual se establece
por el siguiente criterio:
1. El punto de ebullición del fluido bombeado no debe ser superado.
2. No habrá ninguna reacción química, por ejemplo, polimerización.
3. Donde no esté permitido, una alta temperatura del caudal parcial no debe producir
una elevación de temperatura en la superficie de la bomba (peligro de explosión).
153
4.11.2.6 Límites de trabajo
1. Temperatura:
Como se dijo anteriormente, el trabajo de un motor encapsulado viene determina-
do, esencialmente, por la temperatura admisible del devanado. Ésta varía bastante
con el tipo de devanado. En cualquier caso la refrigeración por el caudal parcial
debe garantizar que no se supera la temperatura máxima. Sólo se pueden alcanzar
temperaturas altas de fluidos con devanados especialmente diseñados y con un
sistema de refrigeración para el caudal parcial.
2. Viscosidad:
Los valores límites para la viscosidad están entre 0,3 y 300 mPa, para valores más
bajos de viscosidad habrá que tener en cuenta si son apropiados los cojinetes y los
materiales de éstos. Una alta viscosidad incrementa las pérdidas del paso del lí-
quido entre el rotor y la cápsula.
3. Presión:
En principio los motores encapsulados son válidos para cualquier presión nomi-
nal. Incluso para altas presiones una cápsula de pared relativamente fina tiene su-
ficiente resistencia como para ser soportada por el devanado del estator. Esto im-
plica sin embargo que la construcción del cuerpo del estator debe ser lo suficien-
temente robusta como para aguantar estas cargas.
4. Funcionamiento:
Realmente no hay límites en la construcción de accionamientos extremadamente
potentes. Lo más importante en accionamientos de alta potencia es eliminar las
pérdidas de calor. En la práctica hay pocos requerimientos para potencias superio-
res a 100 kW.
4.11.2.7 Protección para bombas con motor encapsulado
Si una bomba con motor encapsulado se tiene que instalar en un área con peligro de
explosión, se tiene que cumplir con los requerimientos especiales indicados en la
sección 9.5.6.
Los controles de nivel y temperatura que son necesarios para estas instalaciones son
además recomendados para instalaciones donde no se requiere protección contra ex-
plosiones.
El uso de un control de nivel evitará la posibilidad de que la bomba funcione en seco,
lo que causaría daños considerables a los cojinetes y la cápsula.
El uso de un control de temperatura asegura que la bomba se para si se supera la tem-
peratura máxima admisible, de esta forma se utilizará sólo dentro del campo de fun-
cionamiento seguro.
154
Así mismo la utilización de un control de la temperatura mínima puede evitar que la
unidad esté funcionando a muy bajas temperaturas, cuando por ejemplo la temperatu-
ra del fluido esté por encima de la temperatura ambiente.
Además se recomienda que las bombas con motor encapsulado estén protegidas de
sobrecargas eléctricas y térmicas como se describe en la sección 9.4.8.
155
4.12 Bombeo de gases licuados
4.12.1 General
El término gas licuado es una descripción general que se aplica a gases que pueden
cambiar del estado gaseoso al líquido a temperaturas cercanas al ambiente y a presio-
nes relativamente bajas. Una definición estricta como en la norma DIN 51622 identi-
fica los gases de hidrocarburos como propano, propeno, butano, buteno y mezclas que
son producidos por productos derivados de refinerías de petróleo y plantas de gas
natural. Los gases licuados propano, butano y sus mezclas son principalmente utiliza-
dos como combustibles para uso doméstico, vehículos e industria.El propeno y bute-
no son materia prima que se utilizan en la industria del plástico.
Para poder utilizar los gases licuados para usos domésticos e industriales, los sistemas
de distribución requieren bombas cuyo esqema típico se muestra en la Fig. 4.12.01.
Fig. 4.12.01 Sistema de distribución de GLP.
Existen reglamentos especiales de seguridad para el manejo y almacenaje de los gases
licuados, que además contemplan requisitos especiales en las bombas para asegurar
que el gas licuado se mantiene por debajo de su punto de ebullición.
Son importantes:
• Un buen NPSH requerido
• Aptitud para el bombeo de la mezcla gas / líquido
• Cierre de eje fiable
Para satisfacer estos requerimientos se desarrollaron las denominadas bombas combi-
nadas de canal lateral y bombas combinadas centrífugas.
156
4.12.2 Construcción de las bombas para gases licuados
4.12.2.1 Bombas combinadas de canal lateral
La construcción más común de bombas combinadas de canal lateral es en horizontal
con aspiración axial. Las etapas de canal lateral se montan en el lado de impulsión en
serie y detrás de una etapa centrífuga. Esta combinación de canal lateral utiliza las
mejores características de cada tipo de impulsor para complementar al otro. La prime-
ra etapa centrífuga permite obtener valores bajos de NPSHR, (Fig. 4.12.02). Las si-
guientes etapas de canal lateral permiten bombear caudales considerables de mezcla
gas / líquido y que la bomba sea autoaspirante.
3 Bomba de canal lateral
2 Bomba centrífuga
1 Bomba de canal lateral con etapa
de bajo NPSH
Fig. 4.12.02 (NPSHR) – comparación de las diferentes construcciones de bombas.
Al contrario que otros tipos de construcción de bomba, las bombas combinadas de
canal lateral requieren una altura de carga inferior a 0,5 m para caudales hasta
Q=35 m3/h. Esto hace la instalación de la planta más sencilla y requiere menos inver-
sión. La combinación con etapas de canal lateral en la impulsión asegura que el flujo
no se corte incluso cuando sea sólo gas.
Las bombas combinadas de canal lateral multietapa son utilizadas para caudales Q
hasta 35 m3/h y alturas máximas hasta H= 350 m, de acuerdo con DIN 24 254.
Las pasos en la cuadricula de prestaciones están tan cercanos que se puede seleccio-
nar una bomba lo bastante próxima al punto de trabajo. El número de etapas necesa-
rias en la bomba viene dado por el punto de funcionamiento. La pendiente curva ca-
racterística Q / H presenta ventajas de cara al control.
157
Fig. 4.12.03 Bomba de canal lateral con cierre mecánico lavado desde el interior
4.12.2.2 Bombas combinadas de canal lateral con etapa de retención
Una variación con respecto a las bombas combinadas de canal lateral es la incorpora-
ción de una etapa de retención. Normalmente está montada entre la etapa centrífuga y
la primera etapa de canal lateral. Su función es asegurar que cuando se pare la bomba,
quede suficiente volumen de líquido para permitir que se pueda volver a arrancar en
cualquier momento. Además conexiones en el cuerpo, hacen posible la instalación de
un sistema de control de nivel para evitar que la bomba funcione sin suficiente líquido
(protección contra funcionamiento en seco).
4.12.2.3 Bombas centrífugas combinadas
Para el bombeo económico de grandes caudales, se diseñaron bombas centrífugas
combinadas, que no son autoaspirantes ni pueden bombear gas. Constan de una etapa
centrífuga principal de caudal, etapas centrífugas y una etapa de canal lateral integra-
da. La aspiración axial y un impulsor especial (NPSH) en la primera etapa, aseguran
que se consiga la altura de carga más baja cuando se bombean gases licuados. El
campo de aplicación es de hasta caudales de Q = 220 m3/h y alturas hasta H = 250 m.
158
Fig. 4.12.04 Bomba centrífuga combinada con cierre mecánico sencillo
4.12.3 Bombeo de gases licuados trabajando en aspiración
4.12.3.1 Bombeo con caudal parcial - bypass
Los gases licuados son principalmente almacenados en tanques permanentes, el tama-
ño de los cuales depende del uso y del servicio. Por razones de seguridad, la mayoría
están tapados con tierra o enterrados. Es posible la extracción desde el fondo del de-
pósito por una bomba sumergible, aunque en realidad no se hace por razones de segu-
ridad. La única posibilidad de extracción desde la parte de arriba del depósito, presen-
ta problemas trabajando en aspiración con líquidos tan volátiles.
Una posible solución sin tener que instalar sistemas móviles en el depósito presuriza-
do se muestra, como ejemplo, para una estación de servicio para vehículos de GLP,
vea Fig. 4.12.0.5.
Fig. 4.12.0.5. Estación de servicio para vehículos de GLP
La instalación comprende el depósito de almacenamiento enterrado, una bomba com-
binada de canal lateral en la superficie, un separador de gas, la conducción principal y
la conducción de retorno con el caudal parcial. La ventaja de este sistema es su senci-
llez.
Esto es posible por la capacidad característica de las bombas combinadas de canal
lateral que permiten bombear grandes cantidades de vapor con una baja altura neta
159
positiva de aspiración (NPSH). Al extraer de la tubería de aspiración el vapor y la re-
evaporación, la cantidad de calor del líquido baja. La diferencia de presión resultante
comparada con la presión constante del tanque de almacenamiento hace que el líquido
ascienda por la tubería de aspiración de la bomba y comience el bombeo. Al mismo
tiempo, la alta energía del caudal parcial que se retorna al tanque en su fase vapor
produce una diferencial de presión, suficiente para compensar la aspiración inicial de
líquido y estabilizar la operación de bombeo. Los parámetros óptimos para una opera-
ción lejana a la formación de burbujas para buteno son: Hs < 4m y una capacidad del
tanque de V < 20 m3 . Cuando se trata de manejo de propano o mezclas de propano /
butano, la capacidad del tanque puede incrementarse a V < 200 m3. Cuanto mayor sea
la capacidad tanque de almacenamiento, más significativo será el contenido de gas en
el caudal de líquido.
4.12.3.2 Bombeo con bombas verticales para depósitos
Para tanques de almacenamiento con diámetros inferiores a 6m, se pueden instalar
bombas verticales de depósito con motores montados en el exterior. Estas bombas se
montan en la brida de la parte superior del tanque. La primera etapa, preferiblemente
de bajo (NPSH), se encuentra en el fondo del tanque en una zona diseñada al efecto,
por lo que funciona con la aspiración sumergida en el líquido. Ver Fig. 4.12.06.
Dependiendo del campo de trabajo, se
consideraran las siguientes construcciones de
bomba:
• Bombas combinadas de canal lateral para
caudales hasta Q = 35 m3/h.
• Bombas centrífugas con una primera etapa
de bajo (NPSH) para caudales hasta
100 m3/h.
• Bombas de apoyo para incrementar la
presión de entrada.
Todas las bombas son accionadas con aco-
plamientos magnéticos y por lo tanto sin fugas.
Están diseñadas para cumplir las últimas
normativas sobre seguridad y ambiente. Con las
bombas de apoyo prima la consideración de
tener dentro del tanque pocas piezas en
movimiento y resistentes al desgaste para poder
alargar los intervalos de mantenimiento rutinario.
Figura. 4.12.06 Bomba de tan-
que vertical
160
La etapa de bajo (NPSH) se monta dentro del tanque de almacenamiento. El incre-
mento principal de la presión se consigue por una bomba montada en el exterior.
4.12.3 Cierres de eje
Las bombas para gases licuados pueden tener varios tipos de cierres de eje depen-
diendo de las normas de seguridad para la instalación:
• cierre mecánico sencillo equilibrado
• cierre mecánico sencillo equilibrado con casquillo restrictor (throttle bus)
• cierres mecánicos dobles en tándem o back to back
• diseño sin cierre con acoplamiento magnético
Las más utilizadas son las bombas con cierre mecánico sencillo equilibrado o bombas
sin juntascon acoplamiento magnético.
161
4.13 Bombeo de líquidos calientes
4.13.1 General
Hay una gran demanda de bombas para el bombeo de líquidos calientes para calefac-
ción e instalaciones de intercambio de calor.
La bomba debe:
• Tener una alta fiabilidad de funcionamiento, ya que un problema en la bomba
significaría parar toda la planta.
• Ser apropiada para la temperatura del líquido, sin necesidad de una refrigeración
externa de los cojinetes y cierres mecánicos de la bomba. Un circuito de refrige-
ración exterior no sólo incrementa la inversión para la instalación de tuberías de
refrigeración y control, sino por los costos operativos para eliminar el calor más el
aporte de agua de refrigeración.
1 Calentador
2 Consumidor
3 Bomba de circulación
4 Tanque de expansión
Fig. 4.13.01 Esquema de una instalación para la transferencia de calor
Los líquidos transmisores de calor pueden ser:
• agua para el rango de temperaturas de t = 75 a 230°C y para aplicaciones especi-
ficas hasta 300°C.
• aceites térmicos, de base mineral, por ejemplo Mobiltherm, Essotherm y similares
para temperaturas desde t = 100 a 340°C.
• líquidos sintéticos transmisores de calor, por ejemplo Diphyl y Dowtherm para
temperaturas desde t = 100 a 400°C.
162
Para el manejo de estos líquidos transmisores de calor, se instalan principalmente
bombas de voluta de una sola etapa, que son especialmente diseñadas para la aplica-
ción.
A causa de la variación de las propiedades físicas de los líquidos transmisores de
calor, por ejemplo, la tensión de vapor, el diseño de las bombas de agua caliente es
diferente de las que manejan aceites o líquidos sintéticos para transferencia de calor.
Fig. 4.13.02 Comparación entre la curva de tensión de vapor del agua y de un
líquido sintético transmisor de calor.
4.13.2 Bombeo para agua caliente
4.13.2.1 Temperatura del agua hasta 110°C
Esta aplicación es la más utilizada para sistemas de calefacción por agua caliente.
Para circulación de caudal hasta aproximadamente Q = 60 m3/h y alturas hasta
H = 10m lo primero es utilizar una bomba con motor encapsulado, es decir una bom-
ba aceleradora, sin cierre y con el rotor sumergido en el líquido.
Para mayores caudales y alturas, se instalan bombas convencionales con empaqueta-
dura no refrigerada o cierre mecánico (vea sección 4.13.3).
Para estas aplicaciones son típicas las bombas de agua PN10 según EN733.
Las bombas pueden ser sobre bancada, o por ahorro de espacio, monobloc o inline.
163
4.13.2.2 Temperatura del agua desde 110ºC hasta 160ºC
Para sistemas de calefacción con temperaturas de entrada hasta 160ºC es posible ins-
talar igualmente bombas de agua PN10 según EN733 / DIN 24 255 con cierres mecá-
nicos equilibrados no refrigerados. Una circulación interna asegura que el cierre me-
cánico es lubricado por el líquido bombeado y además evita que funcione en seco. En
instalaciones donde no se pueda garantizar una necesaria diferencia de temperatura
con relación a la tensión de vapor (∆tmin ≥ 10°C diferencia mínima con el punto de
ebullición), habrá que instalar un dispositivo de estrangulamiento en la tubería de
circulación que mantenga suficiente presión en la caja del cierre para evitar la evapo-
rización.
Fig. 4.13.03 Bomba convencional con cierres mecánicos no refrigerados
4.13.2.3 Temperatura del agua desde 160ºC hasta 230ºC
Incluso en este rango de temperatura es posible utilizar bombas sin refrigerar. Sin
embargo es necesario colocar el cierre mecánico en el extremo “frío” de la bomba en
el lado del accionamiento y proteger la caja del cierre con una barrera térmica, como
muestra la Fig. 4.13.04. Incluso con temperaturas de entrada hasta 230ºC la tempera-
tura en el cierre mecánico no superará los 100ºC.
4.13.2.4 Temperatura del agua desde 230ºC hasta 311ºC
En este rango de temperaturas los planteamientos hechos en la introducción, los cua-
les se basan en un diseño sin refrigeración, no se pueden mantener, por lo que hay que
seleccionar un diseño con cierres mecánicos refrigerados.
Hasta una temperatura de 290ºC se utiliza el método de colocar el cierre mecánico en
el ”extremo frío” con una camisa de refrigeración en la carcasa y tapa. Un casquillo
de refrigeración entre bomba y caja del cierre mecánico, reduce las transmisión térmi-
ca.
164
Para temperaturas del agua >290 y < 311°C un anillo de bombeo integrado en el cie-
rre mecánico, hace circular el líquido a través de un intercambiador de calor externo.
Esta construcción se muestra en la Fig. 4.13.05
Fig. 4.13.04 Bomba con cierre no refrigerado en el “extremo frío”
Fig. 4.13.05 Bomba con casquillo de refrigerado y cierre mecánico refrigerado.
165
4.13.2.5 Materiales para las bombas de circulación de agua caliente
La elección de materiales para bombas de circulación de agua caliente depende prin-
cipalmente de la temperatura y de la presión. Cuando seleccione la bomba y los mate-
riales debe tener muy en cuenta la presión admisible de trabajo de la bomba y la pre-
sión y temperatura indicadas en las especificaciones. La selección de la presión de las
bridas (PN) se hace de acuerdo a la relación de presión / temperatura admisibles para
el material.
Los siguientes diagramas muestran los límites admisibles de presión / temperatura
para distintos materiales o grupos de materiales a diferentes presiones nominales,
cuando se bombea agua caliente.
Utilizando los diagramas de las Fig. 4.13.06 a la 08 y la Tabla 4.13.01, se puede se-
leccionar un material apropiado para una presión y temperatura de funcionamiento.
Fig. 4.13.06 Límites de presión / temperatura para una brida de hierro fundido
según EN1092-2 (GG25 según EN-GJL-250)
1. Límite para bombas en instalaciones de industria química según VDMA 24 276
2. Límites para bombas de circulación DN≤ 200 según EN 12953-2 y TRD 108
3. Límites para bombas de alimentación (según TRD 108)
(TRD = Normativas técnicas alemanas para calderas de vapor)
El agua caliente en las plantas de calor y agua caliente no representa riesgo de corro-
sión debido a su pre-tratamiento. La selección de material por lo tanto sólo depende
de la presión y de la temperatura.
166
El bombeo de agua caliente en las plantas de generación de energía, requiere conside-
rar su naturaleza química además de la temperatura y presión. En una operación alca-
lina con pH > 9.5 y para presiones hasta 63 bar, no hay peligro de corrosión. Para
valores más bajos de pH, presiones mayores de funcionamiento o pH neutro o una
combinación de ambos, se recomienda el uso de acero de cromo ferrítico con al me-
nos un 12% de Cr.
Fig. 4.13.07 Límites de presión / temperatura para una brida de fundición nodular
(SG) según EN1092-2 (GGG40 según EN-GJS-400-15).
1. Límites para bombas de circulación y bombas de alimentación (según
TRD 108)
167
Fig. 4.13.07 Límites de presión / temperatura para una brida de acero moldeado
según EN1092-1 (GS-C25 según 1.0619, GP240GH).
Tabla 4.13.01 Materiales para bombas de circulación de agua caliente t > 230 a
311 °C
(Ejemplo del rango de bomba para la circulación de la caldera)
Datos de trabajo Máx. Brida Material
tmax. °C pmax. bar 1) PN 2)
255 50 63 1.4008
270 63 63 1.7706 3)
280 70 100 1.4931 3)
290 80 100 1.4317 - V1 4)
311 110 160 1.4317 - V2 5)
1) Presión máxima de la carcasa pmax. = presión de entrada + altura a caudal cero
2) Brida según EN 1092-1
3) Acero moldeado según TRD 103
4) V1 = Fase de tratamiento de calor 1: 0,2%- resistencia de tracción = 550 N/mm²
5) V2 = Fase de tratamiento de calor 2: 0,2%- resistencia de tracción = 830 N/mm²
168
4.13.3 Bombeo de aceites térmicos y líquidos sintéticos de transmisión de calor
hasta 400 °C
Las instalaciones de transferencia de calor y sus bombas de circulación están sujetasa
normas y directrices.
Las bombas que tienen un cierre de eje montado en el “extremo frío” lado acciona-
miento y una barrera térmica, con la caja de cojinetes separada térmicamente o un
cierre cartucho móvil, cumplen con las normas para temperaturas de entrada hasta
350ºC. Las bombas pueden ser sobre bancada como se muestra en la Fig. 4.13.09, o
para ahorrar espacio, de diseño monobloc o inline.
Fig. 4.13.09 Bomba de aceite térmico con cierre mecánico EN 733
Para cumplir con las cada vez más exigentes normas principalmente dirigidas a la
seguridad y protección ambiental, la bomba sin cierre se está utilizando cada vez más
y más, para esta aplicación. En particular, para los líquidos sintéticos transmisores de
calor, que están clasificados como nocivos para la salud, está ampliamente extendido
el uso de bombas de acoplamiento magnético y motor encapsulado. Estas bombas son
apropiadas para temperaturas de entrada hasta 400ºC. Para más información ver la
sección 4.11 “Bombas sin fugas”.
La Fig. 4.13.10 muestra una bomba de aceite térmico con barrera térmica y acopla-
miento magnético en construcción monobloc compacta.
Los materiales de la carcasa de la bomba tienen que ser duraderos.
Para temperaturas de entrada hasta 350ºC fundición nodular con grafito esferoidal,
por ejemplo 400-18-L según ISO 1083 (GGG-40.3 según DIN 1693) y para tempera-
turas de entrada hasta 400ºC acero moldeado estable al calor, por ejemplo GP240GH
según EN 10213-2 (GS-C 25 según DIN 17 245), son fiables y ampliamente utiliza-
dos.
169
Fig. 4.13.10 Bomba de aceite térmico con barrera térmica y acoplamiento
magnético en una construcción monobloc compacta.
Tabla 4.13.02 Propiedades de varios líquidos transmisores de calor
Líquidos transmisores de
calor
Rango de
temperatura °C
Densidad
kg/dm³
Tensión de
vapor mbar
Viscosidad
mm²/s
base orgánica
Glicol (sin agua)
20
200
1.114
1.028
< 0.1
50
150
2.1
base de aceite mineral
base de naftalina
40
250
0.861
0.725
0.02
5000
8.4
0.60
base de aceite mineral
base de parafina
150
320
0.781
0.670
0.1
40
2.3
0.60
base sintética
mezcla isómera
150
400
0.968
0.774
19.3
5300
1.1
0.30
170
5 Vibración y ruido
5.1 Vibración y funcionamiento suave
La alusión a funcionamiento suave es más una consideración a las vibraciones mecá-
nicas que al ruido, aunque las dos estén relacionadas como causa y efecto.
En máquinas rotativas y con caudal de líquido, es inevitable tener vibraciones peque-
ñas pero perceptibles, las cuales aumentan con la velocidad. La suavidad de funcio-
namiento de una bomba centrífuga sólo requiere que se le preste atención cuando los
niveles de vibración superan un cierto nivel.
La referencia para evaluar una vibración es su velocidad efectiva veff expresada en
m/s o mm/s.
Generalmente los límites aceptables para la velocidad de vibración se pueden ver en
la Tabla 5.01
Velocidad
n rpm
Velocidad de vibración efectiva máxima veff (mm/s)
en función de la altura del eje de la bomba h1
h1 < 225 mm h1 > 225 mm
n < 1800 2.8 mm/s 4.5 mm/s
n > 1800 a 4500 4.5 mm/s 7.1 mm/s
Tabla 5.01 Velocidad de vibración máxima admisible de bombas
(Valores límites según DIN ISO 9905 y DIN ISO 9908)
Para bombas centrífugas con impulsores especiales, comunes en bombas de aguas
residuales, pueden permitirse valores límites más altos que los de la Tabla 5.01 si se
indica por el fabricante.
Los valores se miden cerca o en alojamiento del cojinete, a la velocidad de diseño
(±5%) y al caudal de diseño (±5%) en funcionamiento sin cavitación.
Para bombas verticales, se toman las medidas en la brida superior si se trata de bom-
bas de acoplamiento rígido y si se trata de bombas de acoplamientos flexibles, en/o
cerca del alojamiento del cojinete de la parte superior de la bomba.
Independientemente del tipo de cojinete (de rodillos o liso), a la velocidad de diseño
(±5%) y al régimen de flujo de diseño (±5%) en funcionamiento sin cavitación, no
debería superarse el valor limite veff = 7.1 mm/s.
Se asume, que los valores límites indicados no serán superados cuando todas las par-
tes rotativas de la bomba y el acoplamiento, y si es posible el rotor ensamblado de la
bomba, estén equilibrados de acuerdo a ISO 1940-1.
171
El funcionamiento suave de una bomba centrífuga que fue aceptable en la puesta en
marcha, puede empeorar durante el funcionamiento debido al desequilibrio producido
por:
• decantación asimétrica de sólidos
• corrosión asimétrica
• erosión asimétrica debida a sólidos abrasivos del líquido que se bombea
• pérdida de material asimétrico debida a la cavitación
• cuerpo extraño atascado en el impulsor
• deterioro de uno o más álabes del impulsor
Otros factores que pueden influir en el funcionamiento suave de la bomba pueden ser:
un aumento del juego del rodamiento o de las tolerancias o un montaje incorrecto
después de una reparación o inspección. La tubería puede transmitir fuerzas excesivas
que pueden afectar al funcionamiento suave.
5.2 Ruido
5.2.1 Conceptos generales
Sonido
Variaciones de presión del aire se denominan sonido. El oído humano puede detectar
vibraciones de aire y ondas de presión en el rango de 16 a 16000Hz. Los infrasonidos
por debajo de 16 Hz y los ultrasonidos por encima de 16000 Hz están fuera del rango
audible. Así como en el aire y otros gases, las ondas de sonido también se propagan
en los sólidos y líquidos. El sonido transmitido a través de sólidos y líquidos no pue-
de ser detectado por el oído humano a menos que se transforme en sonido transmitido
por el aire. Por lo tanto a partir de ahora cuando hablemos de sonido nos referiremos
a sonido transmitido por el aire.
Tono, timbre, ruido
Dependiendo de la fuente del ruido, las variaciones de presión se manifiestan de dife-
rente manera, descritas como:
Tono: una frecuencia senoidal (simple) dentro del rango audible.
Timbre: una mezcla entre frecuencias básicas y más altas, que tienen una relación
numérica simple entre sí.
Ruido: término para sonido de frecuencia múltiple, normalmente empleado para
denominar el sonido de maquinaria.
172
Presión sonora, nivel de presión sonora
La presión sonora p es la presión oscilante que se superpone a la presión atmosférica
como resultado de las oscilaciones de sonido.
La medición del nivel de presión sonora L, viene dada por la relación logarítmica
entre la presión de sonido p y el nivel de referencia po :
p
L = 20 · lg —— en dB p p0
con p en µbar y p0 = 2 · 10– 4 µbar (referencia para la presión de sonido).
El valor de la presión sonora es adimensional, pero en honor al inventor del primer
teléfono funcional, Graham Bell, viene dado en la unidad Bel, o por la más maneja-
ble, deciBel (dB).
Valoración del nivel de presión de sonora
Para poder relacionar las medidas de sonido con la actual sensibilidad audible del
oído, las presiones sonoras a bajas y altas frecuencias son valoradas de forma diferen-
te incorporando filtros en los instrumentos de medida. Estos niveles de presión sonora
indicados son designados A, B, C y D para hacer referencia al filtro utilizado y expre-
sado, respectivamente, en las unidades dB(A), dB(B), dB(C) y dB(D).
La curva A de valoración estandarizada (filtro característico), aproximadamente tiene
en cuenta la sensitividad de los oídos para un ruido de ingeniería moderado y, por lo
tanto, dB(A) es la referencia que debería ser utilizada para la evaluación de ruido en
el lugar de trabajo.
Potencia sonora, nivel de potencia sonora
La potencia de sonido W (unidad Watt) es el cociente de la energía sonora emitida y
la duración asociada y proporcional al cuadrado de la presión sonora. El nivel de
potencia sonora viene dado por:
W
Lw = 10 · lg—— en dB W0
con W en Watt y W0 = 10– 12 W (referencia de la potencia sonora).
5.2.2 Medida del sonido (ruido), unidades
Los procedimientospara medir el sonido se definen en normas como EN 12639. El
nivel de presión sonora se valora con un medidor de presión sonora en una hipotética
superficie de medición S. Esta superficie emula a la superficie real de la máquina a
una distancia de 1m, normalmente un sólido de forma geométrica simple de geome-
tría rectangular cuyas seis caras son paralelogramos. El nivel de presión sonora A es
promediado en la superficie de medición S y si es necesario se corrige por la influen-
cia del ruido de fondo y las reflexiones, denominándose nivel de presión sonoro LpA y
se expresa en dB(A).
Como una medida del ruido emitido por una máquina al ambiente, bajo condiciones
posicionales definidas, se utiliza el nivel de potencia sonora de valoración A, LwA.
173
Puede determinarse por la suma del nivel de presión sonora en la superficie de medi-
ción LpA y el valor de LS de la superficie de medición:
S
LwA = LpA + LS en dB(A) donde LS = 10 · lg—— en dB S0
S = área de medición en m² y S0 = 1 m² (área de referencia).
Para tipos de máquinas similares, donde el valor en la superficie de medición no di-
fiere en más de 1 dB, es normalmente suficiente comparar el nivel de presión sonoro
directamente en la superficie.
Para máquinas donde el nivel de presión sonora en la superficie de medición ha sido
determinado y el valor de la superficie de medición difiere en más de 1 dB, el nivel
de potencia sonora A, debería ser utilizado para comparación.
Para investigaciones más precisas, es inadecuada una medición del nivel sonoro cu-
briendo todo el rango de frecuencia. El rango debe subdividirse en bandas de sonido
individuales, ya que por este método se pueden sacar conclusiones de la fuente del
sonido y la medida apropiada para reducirlo. Para tales análisis de sonido, se utilizan
filtros, que sólo permitirán el paso de una determinada banda. El rango entero de
frecuencias se divide en octavas y el nivel de presión sonoro se anota en el punto
medio de cada frecuencia. Estos puntos medios de las frecuencias siguen la siguiente
serie:
63 Hz - 125 Hz - 250 Hz - 500 Hz - 1000 Hz - 2000 Hz - 4000 Hz - 8000 Hz
5.2.3 Emisiones de ruido de las bombas centrífugas
En las bombas centrífugas, la energía mecánica se transfiere al líquido bombeado a
través del eje e impulsores, produciéndose oscilaciones periódicas de presión. Esto es
debido a que el número de impulsores y álabes de entrada es finito y es debido al
flujo turbulento, al rozamiento y formación de vortex en las capas límite. La carcasa
de la bomba y la tubería están afectadas por estas oscilaciones, que se transmiten al
aire circundante y se manifiestan como ruido.
Un ruido muy particular se genera si el valor (NPSHR) requerido de la bomba no se
consigue y se origina cavitación (vea sección 1.6).
La unidad de medida para el ruido generado por una bomba y emitido al ambiente es
el nivel de presión sonoro escala A, LWA , en decibelios, dB(A).
La investigación y medición del nivel de presión sonoro emitidos por el amplio rango
de bombas centrífugas, muestra que depende fundamentalmente de su diseño y de la
potencia absorbida.
Para unos pocos diseños elegidos, dentro de un rango de rendimiento específico, se
puede calcular el nivel de presión sonoro escala A con la siguiente fórmula:
174
Bombas de canal lateral 2 kW ≤ P ≤ 40 kW
LWA = 67 + 12,5 lg P / P0 dB(A)
Bombas de voluta de una sola etapa o partidas radiales de varias etapas
10 kW ≤ P ≤ 2000 kW
LWA = 66 + 13,5 lg P / P0 dB(A)
Bombas partidas radiales de varias etapas
10 kW ≤ P ≤ 2000 kW
LWA = 78 + 8,5 lg P / P0 dB(A)
donde
P = Potencia absorbida en kW y P0 = 1 kW
Valor de la superficie de medición
Para los diseños indicados anteriormente y el rango de rendimiento establecido, el
valor de la superficie de medición LS viene dado por la siguiente ecuación con una
tolerancia de ± 1 dB.
LS = 23 + lg P / P0 – 3 lg n / n0 [dB]
donde
P = Potencia absorbida en kW y P0 = 1 kW
n = Velocidad de la bomba en rpm y n0 = 1 rpm
Válido para el rango de velocidad: 300 rpm ≤ n ≤ 3000 rpm
La suma de varias fuentes de sonido, sigue las siguientes reglas:
Tabla 5.02 Suma de fuentes con niveles de sonido iguales
Número de fuentes de sonido de igual
nivel de sonido
2 3 4 5 6 7 8
Nivel de sonido adicional dB 3 4,8 6 7 7,8 8,5 9
Tabla 5.03 Suma de dos fuentes de sonido con diferentes niveles de sonido
Diferencia de los niveles de sonido
L2 – L1 dB
0 4 8 12 16 20 24
Nivel de sonido adicional ∆L dB 3 1,5 0,6 0,3 0,1 0,04 0
L2 ≥ L1 , nivel de sonido resultan LR = L2 + ∆L
5.3 Medidas de protección para el ruido
Las medidas de protección contra el ruido son necesarias cuando el ruido emitido por
una instalación alcanza un nivel inaceptable en el ambiente o supera los límites acep-
tados por las autoridades pertinentes.
175
La medida preventiva más importante para evitar la generación de ruido es la elección
correcta del tipo y tamaño de la bomba, para que trabaje en/o cerca del punto de
máximo rendimiento.
Esto presupone que la curva característica HAQ se ha determinado tan precisa como
ha sido posible. Demasiados factores de seguridad pueden llevar a la elección de una
bomba sobredimensionada, lo cual resultaría en mayores niveles de ruido si funciona
en condiciones de carga parcial.
Además de las anteriores medidas para minimizar el ruido del flujo, y así la resonan-
cia mecánica, incluimos las siguientes:
• Evitar el funcionamiento en cavitación
• Elegir una velocidad baja para la bomba
• Elección de bajas velocidades de caudal en tuberías
• Uso de accesorios en la instalación poco ruidosos
• Situar los accesorios de la instalación a distancia de las bridas de la bomba
• Evitar los cambios bruscos de sección de la tubería
• Utilizar curvas de radios grandes
• Tener especial cuidado con la alineación de la bomba, el motor y el acoplamiento
• Montar la bancada sobre amortiguadores de vibración
• Conectar la tubería a la bomba con amortiguadores flexibles
• Utilizar elementos en la tubería para disminuir su vibración como pasamuros, etc.
La reducción de ruido se consigue además con la utilización de motores de bajo rui-
do, los cuales tienen ventiladores de refrigeración unidireccionales. Si es necesaria la
transmisión por engranajes, ésta debe ser diseñada para bajo ruido.
Si no se obtiene resultados satisfactorios con las medidas anteriores, o el nivel de
ruido es alto por causa del diseño y la potencia absorbida de la bomba, entonces de-
ben tomarse otras medidas. Esto implica el uso de materiales aislantes y silenciado-
res.
Hay que distinguir entre medidas activas para reducir la emisión de ruido en la fuente
(reducción de ruido) y las medidas pasivas para reducir el efecto sobre la gente que
trabaja en la zona (protección de las personas).
Medidas activas principales son: contención del ruido reflejado, o paredes que absor-
ban el ruido, o recintos cerrados completos. Si se necesita acceso para mantenimiento
durante el funcionamiento, entonces el recinto dispondrá de compuertas de servicio
con cerrojo o puertas de acceso.
Las medidas pasivas incluyen cabinas a prueba de ruidos y habitaciones de control o
cascos protectores para los oídos.
Para obtener la mejor reducción de ruido, es necesario hacer un análisis de ruido /
frecuencia para adoptar las medidas de protección más adecuadas.
176
5.4 Ruido y nivel de presión sonora
Tabla 5.04 Fuentes de ruido y nivel de presión sonora
Fuente de ruido Nivel de presión
sonora
LpA dB(A)
Fuente de ruido Nivel de presión
sonora
LpA dB(A)
Avión de reacción
Martillo neumático
Grupo de 950 kW
Grupo de 500 kW
Grupo de 100 kW
Motor autobús
Camión
105 - 135
90 - 105
89
87
81
79 - 83
78 - 84
Motor coche
Grupo de 10 kW
Grupo de 2 kW
Radio y televisión /
Salón
Conversación
Habitación tranquila
77
70
64
55 - 65
40 - 60
30 - 40
Grupo: bombacentrífuga y motor n = 3000 rpm
Los niveles de presión de sonido de arriba son valores medios.
El umbral de dolor para el oído humano es de 130 dB(A).
El riesgo de dañar el oído puede ocurrir a partir de 85 dB(A), con una exposición
continua de unas 8 horas por día y año.
Tabla 5.05 Guía de los límites de molestia por ruido medidos en la vivienda más
próxima (0.5 m de una ventana abierta)
Tipo de edificios en la zona Por el día Por la noche
Mayoritariamente industrial
Mayoritariamente edificios comerciales
Mezcla de comercial y particular
Predominio de casas particulares
Exclusivamente casas particulares
Hospitales y residencias
70 dB(A)
65 dB(A)
60 dB(A)
55 dB(A)
50 dB(A)
45 dB(A)
70 dB(A)
50 dB(A)
45 dB(A)
40 dB(A)
35 dB(A)
35 dB(A)
Se entiende por noche las ocho horas entre las 22.00 y las 06.00.
177
6 Pérdidas de carga en tuberías y accesorios.
6.1 Pérdidas de carga HJ en tuberías rectas
6.1.1 General
Para tuberías de sección circular, y completamente llenas, la pérdida de carga HJ pue-
de calcularse de acuerdo con la ecuación de DARCY-WEISBACH de la siguiente
forma:
l U²
HJ = λ · —— · ——— D 2 g
donde λ = coeficiente de rozamiento l = longitud de la tubería
D = diámetro de la tubería U = velocidad de circulación del flujo
El coeficiente de rozamiento λ es dependiente de y determinado por las leyes de se-
mejanza relativas al adimensional número de Reynolds:
D · U
Re = ———
ν
Para Re < 2320, es decir régimen laminar, aplicando la ley de HAGEN-
POISSEULLE, sin considerar la rugosidad interna de la tubería:
64
λ = ——
Re
Para Re > 2320, es decir régimen turbulento, el caso más generalizado, el valor del
coeficiente de rozamiento λ es:
• Para el caso teórico de una tubería hidráulicamente lisa, donde λ sólo depende de
Re se determina por:
1 Re · √λ
—— = 2 · lg (————)
√λ 2,51
En este caso la rugosidad de la superficie interior de la tubería no tiene influencia.
• Para el caso teórico de una tubería hidráulicamente rugosa, donde λ sólo depende
de la rugosidad interna y del diámetro de la tubería, se determina por:
1 k
—— = 1,14 ÷ 2,0 · lg ——
√λ D
donde k = rugosidad de la superficie interna de la tubería
En este caso la rugosidad de la superficie interna de la tubería sí afecta al flujo
principal.
Para los materiales, diámetros y velocidades de caudal usuales en las tuberías, hay
una relación entre hidráulicamente liso e hidráulicamente rugoso. Para este intervalo
de transición, el coeficiente de rozamiento λ cumple la siguiente ecuación de acuerdo
con PRANDTL-COLEBROOK:
178
1 2.51 k 1
—— = – 2 · lg (———— – —— · ———)
√λ Re · √λ D 3,71
En este intervalo, el número de Reynolds Re y la condición de la tubería, expresada
como rugosidad absoluta k o rugosidad relativa k/D, afectará la magnitud del coefi-
ciente de rozamiento λ.
Para tuberías con sección no circular, se puede calcular el diámetro equivalente de
una tubería circular que tendrá la misma pérdida de carga para la misma velocidad de
caudal, rugosidad y longitud, por:
4 A
De U quivalente
= ——— en mm
donde A = área de la sección en mm²
U = perímetro mojado en mm
Esta fórmula de conversión también se aplica para canales abiertos, suponiendo que
en la superficie libre del líquido no hay rozamiento (lo cual no es totalmente cierto).
Este diámetro puede también ser usado para calcular el número de Reynolds Re.
6.1.2 Determinación de la pérdida de carga HJ
6.1.2.1 Número de Reynolds Re
La determinación del número de Reynolds para establecer si el régimen es laminar o
turbulento, sólo es necesario para líquidos viscosos. En cualquier otro caso el régimen
turbulento se da por supuesto.
Donde:
D = diámetro de la tubería en mm
(el Diámetro Nominal “DN” puede ser utilizado)
U = velocidad de circulación del flujo en m/s
Q = caudal en m³/h
ν = viscosidad cinemática en mm²/s
el número de Reynolds Re puede ser calculado por
D · U 354 · Q
Re = ——— · 10³ ó Re = ————— · 10³
ν D · ν
179
6.1.2.2 Pérdida de carga HJ, para régimen laminar (Re < 2320)
l U²
HJ = λ —— · ——— · 10³ en m D 2 g
64
donde λ = ——
Re
L = longitud de la tubería en m
D = diámetro de la tubería en mm (= DN)
U = velocidad de circulación del flujo en m/s
6.1.2.3 Pérdida de carga HJ, para régimen turbulento (Re > 2320)
La determinación de λ con la ecuación de PRANDTL-COLEBROOK ocupa mucho
tiempo. Es, por lo tanto, más oportuno calcular la pérdida de carga HJ con la ayuda de
la tabla 6.03 basada en la ecuación de PRANDTL-COLEBROOK.
La tabla 6.03 fue establecida utilizando los parámetros siguientes:
• Una rugosidad absoluta de la superficie interior k = 0.1 mm (tubería de hierro
fundido nueva, con recubrimiento interno bituminoso)
• Una viscosidad cinemática ν = 1,236 mm²/s. Éste es el valor para agua pura a
12°C. Los valores obtenidos son suficientemente exactos para ser utilizados para
agua y otros líquidos de similar viscosidad a temperatura ambiente normal
• Longitud de la tubería l = 100 m
Si la rugosidad absoluta de la superficie interior de la tubería k difiere mucho de
0,1 mm (guía de valores de k, ver tabla 6.01), entonces el valor de pérdida de carga
obtenida de la tabla 6.03 debe ser multiplicada por un factor de corrección f como
sigue:
HJ = HJ (k = 0,1) · f HJ (k = 0,1) obtenido en la tabla 6.03
f obtenido en la tabla 6.02
Los factores de corrección en la tabla 6.02, también permiten una estimación de las
variaciones en las pérdidas de carga HJ, que se pueden esperar en una tubería, después
de algunos años de servicio.
Debe señalarse que si la superficie interior de una tubería se recubre de incrustacio-
nes, también se produce una reducción del diámetro, este hecho es importante.
Si la viscosidad cinemática del líquido ν difiere mucho de 1,236 mm²/s, entonces el
valor de la pérdida de carga HJ obtenido de la tabla 6.03 debe ser corregido como se
describe en la sección 6.1.3.
180
Material y tipo de tubería Condición de la tubería k en mm
fundición de hierro (dúctil)
nuevo
recubrimiento bituminoso
sin recubrimiento bituminoso
recubrimiento de cemento
0,1 a 0,15
0,25 a 0,15
0,025
fundición de hierro (dúctil)
usado
corroída uniformemente
de ligeras a fuertes incrustaciones
limpiada después de varios años en
servicio
1 a 1,5
1,5 a 3
1,5
acero sin soldadura, nuevo laminada o estirada 0,02 a 0,05
acero soldado, nuevo 0,04 a 0,1
acero revestido, nuevo electro-cincada
recubrimiento bituminoso
recubrimiento de cemento
galvanizada
0,1 a 0,15
0,05
0,025
0,01
acero, usado corroída uniformemente
ligeramente incrustada
medianamente incrustada
fuertemente incrustada
0,15
0,15 a 0,4
1,5
2 a 4
hormigón, nuevo calidad comercial, lisa
calidad comercial, media
calidad comercial, rugosa
0,3 a 0,8
1 a 2
2 a 3
hormigón, usado después de varios años en uso 0,2 a 0,3
hormigón, centrifugado 0,25
cobre, latón, aluminio,
plástico o cristal estirado o
extruido
nuevo
usado
hasta 0,01
hasta 0,03
Tabla 6.01 Valores de rugosidad k para varios materiales y condiciones de la tubería
181
Tabla 6.02 Factor de corrección para un valor de la rugosidad k ≠ 0,1 mm
Para k = 0,05 a 3mm, la diferencia en los valores de corrección debido a
la velocidad del flujo es despreciable, aun así los valores medios son
mostrados. Sin embargo para k = 0,01mm, el efecto de la velocidad del
flujo debe ser tenido en cuenta.
182
Tabla 6.03a Pérdida de carga para 100m de tubería utilizando la fórmula
PRANDTL-COLEBROOK para k = 0,1mm y régimen turbulento
ν = 1,236 mm²/s.183
Tabla 6.03b Pérdida de carga para 100m de tubería utilizando la fórmula
PRANDTL-COLEBROOK para k = 0,1mm y régimen turbulento
ν = 1,236 mm²/s.
184
Ejemplo:
Datos: agua pura con t = 10 °C (ν = 1,30 mm²/s), Q = 360 m³/h
tubería de acero nueva, recubrimiento bituminoso DN 200, l = 400 m
número de Reynolds:
354 · 360
Re = ————— · 10³ = 4,9 · 105 es decir, régimen turbulento
200 · 1,30
De la tabla 6.03 obtenemos: HJ = 4,5 m/100 m, U = 3,2 m/s
De la tabla 6.01 obtenemos el valor de la rugosidad para una tubería nueva de acero,
recubrimiento bituminoso k = 0,05 mm y de la tabla 6.02 un valor de corrección
f = 0,91 por lo que la pérdida de carga es obtenida de:
HJ (k = 0.05) = 4,5 m · 0,91 = 4,1 m/100 m
Para la longitud total de la tubería l = 400 m:
400 m
H = 4,1 m · ———— = 16,4 m J 100 m
6.1.3 Corrección de la pérdida de carga HJ para líquidos con una viscosidad
cinemática ν ≠ 1,236 mm²/s
Suponiendo un régimen turbulento con Re > 2320.
La corrección se realiza en tres pasos. El subíndice ‘x’ indica los valores para la vis-
cosidad cinemática dada.
1,236
a) Q = Qx · ——— en m³/h con Q en m³/h y ν en mm²/s ν
b) en la tabla 6.03, se obtiene HJ como se describió en la sección 6.1.2 para el caudal
Q y el diámetro nominal de la tubería dado.
c) HJ x es entonces obtenida de:
2
1,236
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛ ν⋅= JJx HH En m por 100 m de tubería
Con HJ en m por 100 m de tubería y ν en mm²/s
Ejemplo:
Datos: Líquido con ν = 20 mm²/s, Q = 150 m³/h
Tubería nueva de fundición de hierro, recubrimiento bituminoso
(k = 0,1 mm), DN 100, l = 50 m
Re = ————— · 10³ = 2,65 · 10
354 · 150 4 = régimen turbulento
100 · 20
185
a): 1,236 mm²/s
Q = 150 m³/h · —————— = 9,3 m³/h
20 mm²/s
de la tabla 6.03
HJ = 0,13 m por 100 m de tubería
y el valor requerido
tuberíade100mpor34m
/s1,236mm
/smm20
m13,0
2
2
2
=⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛⋅=JxH
y para la longitud total de la tubería l = 50 m:
50 m
HJx 100 m
= 34 m · ——— = 17 m
La velocidad del flujo es obtenida de la tabla 6.03 para Q = 150 m³/h y DN100
como U = 5 m/s.
6.2 Pérdida de carga HJ en válvulas y accesorios
U²
H = ζ · ——— en m J 2 g
con U = velocidad media del flujo en la sección de referencia en m/s
ζ = coeficiente de rozamiento del accesorio
U²
o H = Σ ζ · ——— en m, J 2 g
la suma de los coeficientes de rozamiento ζ de todos los accesorios, sólo es correcto
si todos tienen el mismo diámetro nominal.
Las siguientes tablas resumen los valores de los coeficientes de rozamiento de las
válvulas y accesorios más comunes. Usando valores conocidos para U y ζ, el valor HJ
puede ser fácilmente obtenido en la tabla 6.04.
Válvulas y accesorios
Válvulas de paso recto – completamente abiertas
Válvulas de esfera – husillo vertical
Cuerpo de fundición, DN 25 a 200 ζ = 2,5
Cuerpo de forjado, DN 25 a 50 ζ = 6,5
186
Asiento inclinado, válvula a caudal máximo con husillo inclinado
DN 25 32 40 50 65 80 100 125 a 200
ζ 1,7 1,4 1,2 1,0 0,9 0,8 0,7 0,6
Válvulas en ángulo – totalmente abierta DN 25 a 200: ζ = 2.0
Válvulas de retención
Válvulas de asiento recto, DN 25 a 200 ζ = 3,5
Válvulas de asiento inclinado, DN 50 a 200 ζ = 2,0
Válvulas de pie con colador
DN 50 a 80 100 a 350
U = 1 m/s ζ = 4,1 ζ = 3
U = 2 m/s ζ = 3,0 ζ = 2,25
Combinación de válvulas de pie
DN 400 500 600 700 800 1000 1200
ζ 7,0 6,1 5,45 4,95 4,55 4,05 3,9
Válvulas de mariposa y de cierre – totalmente abiertas
DN 400 600 800 1000 1200 1500
ζ para PN 2,5 0,08 0,06 0,05 0,13
PN 6 0,16 0,30 0,25 0,22
PN 10 0,48 0,33 0,50 0,45 0,41 0,37
PN 16 1,20 0,85 0,73 0,63
Válvulas de retención, sin contrapeso
DN 200 300 500 600 700 800 1000 1200
ζ para U =1m/s 2,95 2,90 2,85 2,70 2,55 2,40 2,30 2,25
U =2m/s 1,30 1,20 1,15 1,05 0,95 0,85 0,80 0,75
U =3m/s 0,76 0,71 0,66 0,61 0,54 0,46 0,41 0,36
Si las válvulas de retención tienen contrapeso, los coeficientes de pérdida pueden ser
un múltiplo de los valores dados. Una estimación aproximada puede ser obtenida con
la aplicación de los siguientes factores: para U = 1m/s→ f = 4, para U = 2m/s→ f = 3
y para U = 3m/s→ f = 2.
Válvulas de retención oscilantes, con contrapeso
U 1 m/s 1.5 m/s 2 m/s ≥ 2.5 m/s
ζ 8 3 1,3 0,7
187
Válvulas de clapeta
El coeficiente de rozamiento de las válvulas de clapeta depende de la velocidad del
flujo, el diseño y el peso de la clapeta. Por esta razón, los valores fiables sólo pueden
ser dados por el fabricante. A título orientativo, se pueden utilizar los valores siguien-
tes: ζ = 1.0 a 1.5.
HYDRO – STOP (diafragama contra retroceso del flujo)
DN 50 100 150 200 250 300 400
ζ para U=2 m/s 5 6 8 7,5 6,5 6 7
U=3m/s 1,8 4 4,5 4 4 1,8 3,4
U=4m/s 0,9 3 3 2,5 2,5 1,2 2,2
Válvulas de compuerta, plana, totalmente abierta
DN 100 200 300 400 500 600 a 800 900 a 1200
ζ 0,18 0,16 0,14 0,13 0,11 0,10 0,09
Válvulas de compuerta, ovalada y redonda, totalmente abierta
DN 100 200 300 400 500 600 a 800 900 a 1200
ζ 0,22 0,18 0,16 0,15 0,13 0,12 0,11
Válvulas de aguja, totalmente abierta
Referente a las más pequeñas secciones transversales ζ = 0,5 a 0,8
Accesorios
La sección transversal de referencia para la velocidad del flujo se indican siempre por
Entrada, también se aplica a la salida de un recipiente a una tubería
aristas vivas muy afilada ζ = 0,5
achaflanado leve ζ = 0,25
totalmente achaflanado ζ = 0,2
redondeada ligeramente ζ = 0,06 a 0,05
normal ζ = 0,05
α 45° 60° 75°
ζ 0,8 0,7 0,6
aristas vivas
con ángulo α
188
aristas vivas salientes muy afiladas ζ = 3
achaflanado leve ζ = 0,6
Aspiración de la bomba
Montaje de forma campana ζ = 0,05
Montaje forma cónica ζ = 0,20
Salida, pérdidas en la salida ζ = 1
La velocidad del flujo en la sección transversal de salida es el parámetro determinante
Cambios de sección
d1 /d2 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
ζ 0,56 0,46 0,24 0,13 0,04
d1 / d2 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
ζ para α=8° 0,12 0,09 0,07 0,04 0,02
α=16° 0,19 0,14 0,09 0,05 0,02
α=25° 0,33 0,25 0,16 0,08 0,03
d1 /d2 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
ζ 0,10 0,22 0,29 0,33 0,35
d1 /d2 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0
ζ 0,02 0,05 0,10 0,17 0,26
189
Codos α 45° 60° 90°
curvados superficie lisa rugosa lisa rugosa lisa rugosa
ζ para R=d 0,14 0,34 0,19 0,46 0,21 0,51
R=2d 0,09 0,19 0,12 0,26 0,14 0,30
R≥5d 0,08 0,16 0,10 0,20 0,10 0,20
fabricados α 45° 60° 90°
Número de costuras de
soldadura
2 3 3
ζ 0,15 0,2 0,25
Codos de 90° en serie
2 · ζ90° 3 · ζ-90° 4 · ζ90°
Codos a inglete α 45° 60° 90°
superficie lisa rugosa lisa rugosa lisa rugosa
ζ 0,25 0,35 0,50 0,70 1,15 1,30
Codos de 90° combinados
ζ = 2.5 ζ = 3 ζ = 5
Juntas de expansión
Juntas de expansión, con / sin tubo guía ζ = 0,3 / 2,0
Junta de expansión en lira (plana) ζ = 0,7
Junta de expansión en lira (fuelle) ζ = 1,4
190
Uniones en forma de T, para bifurcar el flujo
aristas vivas redondeadas
con base plana
esférica con cuello
cóncavo
Esférica
ζ = 1,3 ζ = 0,7 ζ = 0,9 ζ = 2,5 a 4,9
Ramificaciones, línea principal y ramificación con el mismo diámetro nominal
Confluencia
Bifurcación
Qa = 0 Qa = 0,5 Q Qa =0,8 Q Qa = Q
α=90° ζd 0,04 0,35 0,5 -
ζa - 0,3 0,7 0,9
α=45° ζd 0,04 0,2 0,1 -
ζa - 0,15 0,35 0,4
Qa = 0 Qa = 0,5 Q Qa =0,8 Q Qa = Q
α=90° ζd 0,04 0,01 0,2 -
ζa - 0,9 1,1 1,3
α=45° ζd 0,04 0,02 0,2 -
ζa - 0,4 0,35 0,5
191
U²
Tabla 6.04 Determinación de la pérdida de carga H = ζ · —— J
2 g
192
7 Bridas
7.1 Normalización europea y alemana de bridas
7.1.1 Definiciones
PN presión nominal
La norma EN 1333 define PN como una denominación alfa-numérica, la cual descri-
be las propiedades mecánicasy dimensionales de los componentes de un sistema de
tuberías. Las letras PN son seguidas por un número entero sin dimensiones, el cual
indirectamente correlaciona el valor de la presión de diseño de las conexiones, en
bares, a una temperatura de 20 °C.
DN diámetro nominal
La norma EN ISO 6708 define DN como una denominación alfa-numérica para el
tamaño de los componentes de un sistema de tuberías, que se utiliza con propósito de
referencia. Las letras DN seguidas por un número entero sin dimensiones, el cual
indirectamente correlaciona el valor del diámetro interior o exterior de las conexio-
nes, en milímetros.
Relación presión / temperatura
La relación presión / temperatura define la presión admisible a diferentes temperatu-
ras. La relación depende del valor de la presión nominal (PN) y de los materiales de
la brida. La temperatura se refiere al líquido bombeado.
La relación presión / temperatura se da en las tablas de bridas normalizadas.
Sin embargo, la relación presión y temperatura de la brida, quizás no sea aplicable al
conjunto del sistema de tuberías. La relación presión / temperatura de accesorios,
instrumentos, juntas y bombas pueden restringir el rango de presión / temperatura de
las bridas de conexión. Por lo tanto, los datos del fabricante siempre serán tenidos en
cuenta.
7.1.2 Norma europea EN de bridas (DIN EN, BS EN)
Bridas de fundición de hierro, EN 1092-2
La norma cubre las siguientes presiones nominales
PN 2,5 PN 6 PN 10 PN 16 PN 25 PN 40
Bridas normalizadas, de cara con resalte tipo B
Bridas de fundición nodular (SG), DIN EN 1092-2
La norma cubre las siguientes presiones nominales
PN 10 PN 16 PN 25 PN 40 PN 63
Bridas normalizadas, de cara con resalte tipo B
193
Bridas de acero fundido, EN 1092-1
La norma cubre las siguientes presiones nominales
PN 6 PN 10 PN 16 PN 25 PN 40 PN 63 PN 100
Bridas normalizadas, de cara con resalte tipo B
7.1.3 Norma alemana DIN de bridas
Bridas de fundición de hierro
La norma cubre las siguientes presiones nominales
PN 2,5
DIN 2530
PN 6
DIN 2531
PN 10
DIN 2532
PN 16
DIN 2533
PN 25
DIN 2534
PN 40
DIN 2535
Bridas normalizadas, de cara con resalte tipo C
Nota: Estas normas ya no son aplicables para equipos nuevos. Deberá utilizarse la
EN 1092-2.
Bridas de acero moldeado
La norma cubre las siguientes presiones nominales
PN 16
DIN 2543
PN 25
DIN 2544
PN 40
DIN 2545
PN 64
DIN 2546
PN 100
DIN 2547
PN 160
DIN 2548
PN 250
DIN 2549
PN 320
DIN 2550
PN 400
DIN 2551
Bridas normalizadas, de cara con resalte, PN 16 a PN 40 tipo C
PN 64 a PN 400 tipo E
Nota: Las normas para PN16 a PN100, ya no son aplicables para equipos nuevos.
Deberá utilizarse la EN 1092-1.
7.2 Norma americana ANSI de bridas
7.2.1 Definiciones
Clase
Las bridas son clasificadas por el término “clase”. El termino “clase” tiene similar
significado que en Europa el término “presión nominal”, aunque éste no se utiliza. El
número dado detrás de “clase” se refiere a la presión en psig, a una temperatura dada,
en función del material, el cual se encuentra entre 65 y 650°C.
Sin embargo, para bridas de acero ANSI B 16.5, la “clase” es comparable con el valor
de presión nominal.
NPS
La expresión NPS = “tamaño nominal de la tubería” (Nominal Pipe Size) es compa-
rable con el término europeo (DN) “diámetro nominal”
NPS es el diámetro nominal en pulgadas y es aplicable a los accesorios de conexión.
194
Relación presión / temperatura (P/T)
La relación presión / temperatura define la presión admisible a diferentes temperatu-
ras. La relación depende de la “clase” de presión y el material de la brida y para bri-
das fundidas, del tamaño nominal de la tubería (NPS).
La relación es independiente del líquido bombeado. La temperatura se refiere a la del
sistema de tuberías, aunque puede ser asumido que sea la misma que la del líquido
bombeado.
La relación presión / temperatura se da en tablas de la norma de bridas. Sin embargo
la relación de presión / temperatura de accesorios, instrumentos, juntas y bombas
siempre deben ser tenidas en cuenta de acuerdo con los datos dados por el fabricante.
7.2.2 Bridas de fundición de hierro ANSI B 16.1
La norma cubre las siguientes clases de presión nominal
Clase 25
(≈ PN 2,5) 1)
Clase 125
(≈ PN 10) 1)
Clase 250
(≈ PN 25) 1)
Clase 800
(≈ PN 40) 1)
1) Este valor no se da en la norma ANSI B 16.1, es decir no son oficiales y sólo sir-
ven a modo de comparación.
Bridas CL.25 y 125FF, CL.250 y 800RF
7.2.3 Bridas de acero moldeado ANSI B 16.5
La norma cubre las siguientes clases de presión nominal
Clase
150
PN 20
300
PN 50
400
PN 68
600
PN 100
900
PN 150
1500
PN 250
2500
PN 420
Bridas normalizadas, con cara con resalte tipo RF
7.3 Norma Internacional ISO de bridas
7.3.1 Bridas de fundición de hierro ISO 7005-2
La norma cubre las siguientes presiones nominales
Serie preferente (Serie 1):
PN 10 PN 16 PN 20 PN 50
Serie opcional (Serie 2):
PN 2,5 PN 6 PN 25 PN 40
Bridas normalizadas: de cara con resalte tipo RF
Excepción: PN 20, sin cara con resalte, FF (cara plana)
Nota: (RF) Cara con resalte (Raised face)
(FF) Cara plana (Flat face)
195
7.3.2 Bridas de fundición nodular (SG) ISO 7005-2
La norma cubre las siguientes presiones nominales
Serie preferente (Serie 1):
PN 10 PN 16 PN 20 PN 50 PN 110 PN 150 PN 260 PN 420
Serie opcional (Serie 2):
PN 2,5 PN 6 PN 25 PN 40
Bridas normalizadas, de cara con resalte tipo B
7.3.3 Bridas de acero moldeado ISO 7005-1
La norma cubre las siguientes presiones nominales
Serie preferente (Serie 1):
PN 10 PN 16 PN 20 PN 50 PN 110 PN 150 PN 260 PN 420
Serie opcional (Serie 2):
PN 2,5 PN 6 PN 25 PN 40
Bridas normalizadas, de cara con resalte tipo B
7.4 Prueba de presión
Todos lo componentes de la instalación de una bomba, que están sometidos a presión,
p.e., bomba, tubería de presión, accesorios, etc. deben pasar una prueba hidrostática.
Sirve para confirmar la resistencia mecánica del componente y lo más importante, que
no existen fugas.
La prueba de presión especificada debe, generalmente, ser aplicada durante 30 minu-
tos.
La presión de prueba normalmente se fija entre 1,3 a 1,5 veces la presión máxima de
diseño, o la presión máxima admisible de trabajo, o la presión nominal estándar de las
bridas.
Se utiliza agua fría y limpia para la prueba hidrostática.
196
8 Instrumentación para control de instalaciones de bombas cen-
trífugas
La instrumentación se monta en las instalaciones de bombas para la regulación y con-
trol de diferentes parámetros de funcionamiento tales como caudal, presión, potencia
absorbida, velocidad y temperatura. En la mayoría de los casos los datos son leídos
directamente en el lugar de la medición, pero con un equipo apropiado pueden ser
transmitidos a una central de control a distancia, donde pueden ser visualizados, gra-
bados y si es necesario modificados.
La siguiente instrumentación es utilizada generalmente para el control de instalacio-
nes de bombas centrífugas.
8.1 Medida de la presión
Los instrumentos para la medida de la presión se denominan, de acuerdo con sus prin-
cipios de funcionamiento, como:
• Manómetros de columna de líquido y manómetros de pistón
• Instrumentos mecánicos (manómetros de esfera)
• Instrumentos electrónicos (transductores)
8.1.1 Manómetros
Los manómetros de columna de líquido están disponibles como un tubo en U o co-
lumna única (con depósito) o tubo concéntrico.
Los manómetros de columna de líquido son sencillos, precisos y fiables y con la ven-
taja que pueden también medir presiones negativas. La columna de líquido es nor-
malmente de mercurio (pmax = 2,5 bar) o tetrabromometano (pmax = 0,2 bar). Éstos no
pueden ser utilizados para un control remoto.
Los manómetros de columna de líquido no son generalmente utilizados para control
de procesos, pero sí como instrumento científico para investigaciones y comprobacio-
nes.El manómetro de cilindro y pistón es el método más preciso para la medición de altas
presiones. Éste es por lo tanto utilizado principalmente para estandarización y cali-
bración de manómetros mecánicos.
8.1.2 Instrumentos mecánicos
Los medidores analógicos son usados para medir presiones estáticas como presión
absoluta, presión positiva o negativa, o presión diferencial.
Debido a su robustez y fácil uso, son muy utilizados.
Utilizan un tubo flexible o lámina elástica semejante al tipo “Bourdon”. Éstos son
utilizados, por ejemplo, para medir la altura total en grandes bombas de aceite o bom-
bas de agua de refrigeración y utilizan un tubo acodado, cerrado en un extremo, el
cual está sometido a una presión interna.
197
La tendencia de este tubo es a abrirse con la presión, lo cual, genera un movimiento,
con el que la aguja indicativa proporciona la medida de la presión.
Para una precisión elevada, se utilizan medidores de precisión de la clase 0,6. Éstos
deben tener una precisión de ± 0,6% del total del rango de la escala. Para ensayos
generales se utilizan medidores de clase 2 (precisión de ± 2% del rango total de la
escala). El dispositivo se debe seleccionar, de tal manera, que opere dentro del rango
más preciso, es decir > 40% del final de escala.
Los manómetros de tubo en espiral utilizan la deflexión del tubo, el cual se sujeta por
el borde de su circunferencia y es sometido a la presión de medida sólo por un lado.
La desventaja de este tipo es su sensibilidad a sobrecargas y la transmisión de engra-
najes a la aguja indicadora, debido al pequeño movimiento del tubo. Su ventaja está
en la comodidad de uso especialmente para medir diferencias de presión. Además la
utilización del tubo, lo hace ideal para medidas de líquidos pegajosos o agresivos.
8.1.3 Transductores electrónicos de presión y visualización
La medida electrónica de la presión está basada en resistencias piezométricas o induc-
tancia o medidores de deformación, se utilizan para medir los cambios estáticos y
dinámicos de la presión. Se pueden medir presiones absolutas por encima o debajo de
la presión atmosférica, así como presiones diferenciales. El rango cubierto va de 0,1
a 4000 bar, con una medida clase 0,1. Son ideales también para medir picos de pre-
sión que puedan producirse.
8.2 Medición del caudal
Los instrumentos para la medición del caudal pueden ser:
• Medidor de caudal de paso, o
• Medidores volumétricos
8.2.1 Medidor de caudal
Los instrumentos para la medida del caudal incluyen:
• sistemas diferenciales de caudal / presión
• instrumentos magnéticos inductivos
• sistemas ultrasónicos
• sistemas de flotación
198
La medida del caudal utilizando diferenciales de presión es un método universalmente
aplicado. Se utiliza una estrangulación en el conducto principal, lo que provocará un
diferencial de presión. Los dispositivos de estrangulación pueden ser un reductor,
tobera, tubo venturi o tobera venturi.
El diafragma normalizado es un disco plano con un taladro concéntrico con arista
viva aguas arriba. Con una tobera, la entrada es redondeada y se extiende en la direc-
ción del flujo. El venturi normalizado es similar a la tobera en el lado de la entrada,
pero tiene una forma de difusor en la salida para reducir la pérdida de carga. Las di-
mensiones, geometría e instalación son impuestas por varias normas y por lo tanto
estos dispositivos tienen a menudo orificios normalizados, etc.
Los dispositivos de medida de presión diferencial pueden ser manómetros de columna
de líquido o instrumentos electrónicos para presiones diferenciales.
La medida del caudal por inducción magnética, se basa en la ley de inducción de
Faraday y es el método estándar para líquidos conductores. La conductividad debe ser
al menos de 20 µS/cm. Este valor se puede reducir a 0,05 µS/cm con diseños especia-
les. Esto permite utilizar este método para agua destilada (conductividad < 5 µS/cm)
y para el agua de alimentación (conductividad 0,2 µS/cm). Un campo magnético
homogéneo, perpendicular a la dirección del fluido, induce un voltaje en el líquido
conductor, que es proporcional a la velocidad del flujo. Este sistema tiene la ventaja
de no causar pérdidas de carga por la instrumentación. Además es aconsejable para
líquidos pastosos y fangos y en materiales adecuados o revestidos, pueden ser utiliza-
dos para comestibles, ácidos y alcalinos.
La medida ultrasónica del flujo es más utilizada cuando la conductividad del líquido
es tan pobre que hace imposible el uso del método de inducción magnética, por ejem-
plo, el petróleo crudo. Una cabeza piezoeléctrica se coloca en ángulo respecto al flujo
y alternativamente transmite y recibe señales ultrasónicas a través del flujo. Al pasar
el líquido por la cabeza cambia de dirección antes y después, con lo que se puede
calcular la velocidad del flujo y por lo tanto el caudal.
Para la medición de bajos caudales, de hasta 120 m3/h, los instrumentos de tipo flota-
dor son muy utilizados. En estos instrumentos los flotadores suben por la fuerza del
flujo, en columnas de medición verticales hasta el punto donde el peso del flotador se
equilibra. Este punto es una medida de la velocidad del flujo y como el tubo suele
estar calibrado con una escala, el caudal puede ser leído directamente.
199
8.2.2 Medidores volumétricos del caudal
Como medidores volumétricos se incluyen los siguientes tipos:
• turbina
• rueda dentada
• pistón rotatorio
Para bombas centrífugas, el medidor volumétrico tipo turbina es el más utilizado. Con
este instrumento la velocidad de rotación de la turbina es proporcional a la velocidad
del flujo. Es indicado para líquidos calientes o fríos y, en materiales adecuados, para
líquidos corrosivos. Una condición para todos los medidores volumétricos de flujo es
que el líquido esté limpio.
El medidor tipo rueda dentada está especialmente indicado para productos derivados
del petróleo, hasta una viscosidad de 1·105 mPa·s y también para leche, zumos de
fruta, ácidos y álcalis. Utilizando el principio de desplazamiento positivo las ruedas
son movidas por la diferencia de presión mostrándose en un indicador. Para viscosi-
dades muy altas las ruedas se pueden calentar.
El tipo pistón rotatorio es utilizado en aplicaciones similares; un pistón montado ex-
céntrico gira por el flujo.
8.2.3 Indicadores de caudal
Para el control de líquidos de servicio, tal como agua de refrigeración, aceites de lu-
bricación, etc, no es necesario tener una medida cuantitativa del fluido. Sin embargo,
a menudo, es aconsejable para la seguridad del funcionamiento de la instalación, uti-
lizar un indicador de flujo para controlar el suministro. Estos dispositivos utilizan una
bola que gira o una bandera que permite un control visual del flujo. Pueden también
utilizarse contactos eléctricos que den una señal en caso de pérdida de flujo.
8.3 Medida de la potencia
La potencia absorbida por una bomba centrífuga se mide, generalmente, por dos sis-
temas:
• Medida del par
• Medida de la potencia eléctrica
8.3.1 Medida del par
8.3.1.1 Medida del par con medidores por deformación
Esta medida se hace con ejes medidores de par que se montan entre bomba y motor.
Por esta razón, generalmente sólo se utiliza en bancos de pruebas.
200
8.3.1.2 Medida del par con sensores de corriente de Eddy
Este método se basa en el principio de que la permeabilidad de las líneas del campo
magnético es alterada por el esfuerzo mecánico. La cabeza del sensor que se fija en el
eje de la bomba, genera un campo magnético que penetra en el eje e induce una ten-
sión eléctrica en la bobina secundaria de la cabeza del sensor, la cual es proporcional
al par. La medida no tiene contactos con influencia negativa.
Este método sólo puede ser utilizado si hay una zona accesible en el eje para posicio-
nar el sensor en el lado de accionamiento de la bomba.
8.3.2 Medida de la potencia eléctrica
Se midela potencia absorbida por el motor eléctrico y en función de su rendimiento,
se deduce la potencia absorbida por la bomba. El rendimiento del motor se obtiene de
tablas IEC y datos facilitados por el fabricante.
Con motores de CC es suficiente medir la intensidad y el voltaje para calcular la po-
tencia eléctrica.
Para motores trifásicos, se mide la potencia en dos fases cualquiera, con dos vatíme-
tros, la potencia total se obtiene con la suma. Los más sofisticados medidores leen
ambas fases y calculan la potencia total dando una simple lectura.
Si hay una caja de engranajes entre la bomba y el motor, hay que establecer la forma
de determinar la pérdida de rendimiento.
8.4 Medida de la velocidad
La velocidad de una bomba centrífuga puede ser medida de diferentes maneras:
• tacómetro mecánico
• transmisor de impulsos
• generadores de corriente de Eddy
• medidores de deslizamiento
Los medidores mecánicos, tacómetros de mano, miden las vueltas de un contador en
un periodo de tiempo y da la velocidad en revoluciones de una máquina. La medida
se realiza usando un taladro centrado en el extremo del eje.
201
Los transmisores de impulsos pueden ser inductivos u ópticos y usualmente, con un
contador electrónico se obtiene la lectura en impulsos por unidad de tiempo. Los im-
pulsos pueden ser generados, por ejemplo, a través de una rueda dentada montada en
un eje con un número de dientes adecuado.
El medidor de corriente de Eddy funciona electrónicamente utilizando la proporciona-
lidad lineal de una corriente generada, CC o CA, para una velocidad. El generador es
directamente acoplado al eje de la bomba.
Para bombas centrífugas que son accionadas por motores trifásicos y de CA, la velo-
cidad puede ser calculada por la frecuencia de alimentación y la velocidad de desli-
zamiento del motor. Una bobina montada en un punto adecuado de la carcasa del
motor hace de transmisor y un medidor de bobina actúa como indicador. La particular
ventaja de este método es que no necesita el extremo del eje libre, por ejemplo, para
motores con rotor encapsulado.
8.5 Medida de la temperatura
La medida de la temperatura en bombas centrífugas se hace usualmente con instru-
mentos de contacto directo. Esto significa que debe haber un buen intercambio de
calor entre el objeto, cuya temperatura va a ser medida, y el sensor, pero por el con-
trario ese calor no debe ser transmitido al exterior.
Los termómetros de contacto pueden ser divididos en:
• termómetros de contacto mecánicos
• termómetros de contacto eléctricos
Los termómetros de contacto mecánicos son, en su mayoría, tubos de cristal llenos de
líquido o muelles con un rango de -200°C a 800°C dependiendo del líquido (normal-
mente alcohol, tolueno o mercurio).
y
Termómetros por dilatación de metal, bien por barra de dilatación o por bimetales con
un rango entre -50°C y 1000°C.
En termómetros de contacto directo eléctricos, son familiares los dispositivos del tipo
resistencia. Éstos dependen de la proporcionalidad lineal de la resistencia eléctrica del
platino con el cambio de temperatura. Éstos son casi exclusivamente conocidos como
Pt100 (100Ω a 0°C), y tienen un rango de -200°C a 750°C.
Los termopares se basan para su funcionamiento, en el hecho de que dos metales
diferentes soldados juntos generan un pequeño voltaje cuando son sometidos a un
cambio de temperatura. Este voltaje es extremadamente pequeño, pero proporcional
al cambio de temperatura y depende de la pareja de metales. El rango va de -270°C a
1770°C en función del par de metales.
202
Los termómetros de resistencia y termopares tienen la ventaja de que el valor de la
medida se da directamente como una señal eléctrica y puede ser registrado, transmiti-
do o utilizado para control.
8.6 Medida de la vibración
La medida se hace de la velocidad de vibración, (ver sección 5.1). Se hace radialmen-
te en el área de los rodamientos o en el eje.
Controlar la vibración es fundamental para determinar el funcionamiento fiable de las
bombas centrífugas en su conjunto. Si el valor límite dado en la tabla 5.01 es excedi-
do por un periodo de tiempo, la causa debe ser investigada y el problema corregido.
El control continuo normalmente sólo se realiza en bombas de alto valor o de conse-
cuencias muy costosas en caso de avería. Para la mayoría de las bombas centrífugas,
un control periódico con un equipo portátil sería suficiente.
8.7 Medida del nivel
La medida del nivel del líquido en depósitos, tanques y pozos es necesaria para arran-
car y parar las bombas y evitar funcionamientos en seco. Para este propósito son utili-
zados en su mayor parte sensores de presión, contactos de placa o interruptores, que
producen una señal eléctrica para proceder al control y regulación.
203
9 Fundamentos de motores eléctricos
Para el accionamiento de bombas centrífugas lo más utilizado son los motores eléctri-
cos.
A la vanguardia están los motores trifásicos de inducción, los cuales están disponibles
con prácticamente ilimitadas características de funcionamiento.
Los motores monofásicos de corriente alterna, se utilizan sólo generalmente donde no
se dispone de corriente trifásica.
Los motores de corriente continua, se instalan para equipos de emergencia, tales co-
mo bombas de aceite para lubricación de emergencia, que son necesarias para el fun-
cionamiento de una planta o para pararla de forma segura en un eventual fallo de la
alimentación eléctrica principal. Tales motores generalmente son accionados por
paquetes de baterías (SAI en español, UPS en inglés).
9.1 Suministro eléctrico
9.1.1 Intensidad y voltaje
La corriente eléctrica es el movimiento de las partículas negativas (electrones) trans-
portando una carga eléctrica a través de materiales conductores metálicos, semicon-
ductores, líquidos (electrolito) y gases. La dirección de la corriente eléctrica conven-
cionalmente acordada es del polo positivo al negativo, es de hecho, la dirección
opuesta al verdadero movimiento del electrón.
El potencial eléctrico (voltaje) es la energía que produce una corriente eléctrica en un
circuito. El flujo de una corriente eléctrica representa el movimiento continuo y cons-
tante o alterno, de partículas cargadas en un conductor.
9.1.2 Suministro de corriente continua (CC) (Direct current – DC)
Una corriente eléctrica con dirección constante de flujo se denomina corriente conti-
nua. Los generadores de (CC) se utilizan para generar corriente continua de fuentes
no eléctricas. Como el suministro de energía principal es, generalmente, de corriente
alterna, el suministro de corriente continua se obtiene normalmente de la corriente
alterna y trifásica utilizando rectificadores o en caso de equipos de emergencia (p.e.
bombas de aceite de reserva) se obtiene de paquetes de baterías (acumuladores).
Los suministros de CC más usuales son 110, 220, 440, 550 y 600 Voltios (V) y para
baja potencia de 24 a 60 Voltios.
9.1.3 Suministro de corriente alterna (CA) (Alternating current AC) y
trifásica
Una corriente eléctrica cuya dirección e intensidad varían periódicamente, siguiendo
generalmente una curva senoidal entre valores límite positivos y negativos, es desig-
nada como corriente alterna.
Un voltaje alterno se induce en una bobina que gira en un campo magnético homogé-
neo.
204
Una vuelta completa de la bobina 360º induce un ciclo completo de voltaje alterno.
La continuación de este efecto produce la “generación electromagnética” de la co-
rriente alterna.
A diferencia de la corriente continua la magnitud y dirección de la CA es cíclica.
La forma más sencilla de suministrar CA es en monofásico, sin embargo, en la prácti-
ca los sistemas multifase son preferidos. El suministro estándar es en trifásica.
La corriente trifásica es la forma de suministro de energía más importante de la indus-
tria de generación eléctrica. Está formada por tres fases simples de corriente, las cua-
les están desfasadas 120º unarespecto a la otra en el ciclo tiempo y son transportadas
por tres conductores, o por cuatro conductores en un sistema trifásico con neutro.
Además de un voltaje entre fases (voltaje triángulo) existe el voltaje en estrella (entre
fase y punto neutro de la estrella) que es más pequeño que el voltaje entre fases en el
factor √3. Las centrales eléctricas generan casi exclusivamente corriente trifásica.
Sistemas de iluminación, pequeños motores y herramientas eléctricas utilizan mono-
fásica que se toma entre una fase y el neutro de la trifásica.
Los sistemas trifásicos de bajo voltaje están formados por tres líneas principales L1,
L2, L3 y el neutro N. El neutro se conecta en el centro de la estrella del generador.
Dos fases o una fase y neutro forman un sistema de corriente alterna monofásica.
El voltaje entre las fases (L1, L2, L3) es la tensión de alimentación UL; el voltaje
entre una fase y neutro es el voltaje de estrella U.
Fig. 9.01 Sistema trifásico
Las corriente alterna se genera con varias frecuencias (ciclos por segundo). La fre-
cuencia f tiene como unidad el Hertzio (Hz). La red eléctrica europea de suministro
opera con un valor estable de 50 Hz. Hay algunas excepciones como sistemas locales
de suministro y sistemas de ferrocarril.
Fuera de Europa, los sistemas con suministro de 60 Hz son también comunes, aunque
algunos países tengan zonas con 50 Hz y otras con 60 Hz. En caso de duda deberá ser
consultado el usuario final.
205
Tabla 9.01 Frecuencias fuera de Europa
Excepción
África 50 Hz Liberia: 60 Hz
América 60 Hz Barbados, Chile, Jamaica, Paraguay, Uruguay: 50 Hz
Bolivia, Guyana, Haití: 50/60 Hz
Asia 50 Hz Corea, Filipinas, Arabia-Saudí, Taiwán: 60 Hz
Japón: 50/60 Hz
Australia y
Nueva Zelanda
50 Hz
El suministro eléctrico se divide en tres escalones, muy baja tensión hasta 42 V, baja
tensión hasta 1000 V y alta tensión > 1000 V. Las tensiones muy bajas se usan en
juguetes (hasta 24 V) y luces de seguridad en áreas de trabajo, por ejemplo en barcos.
Baja tensión y alta tensión son el principal suministro para máquinas eléctricas.
Tabla 9.02 Suministro de baja tensión trifásico
Frecuencia Rango de voltaje
según DIN IEC 38
(tolerancia ± 10%)
Rango de voltaje admisible según
DIN VDE 0530 o DIN IEC 34-1
(tolerancia adicional de ± 5%)
50 Hz 230V ∆ / 400V Y 220...240V ∆ / 380...420V Y
400V ∆ / 690V Y 380...420V ∆ / 660...725V Y
60 Hz 460V Y 440...480V Y
460V ∆ 440...480V ∆
Tabla 9.03 Selección de alta tensión
50 Hz 3 kV 6 kV 6.6 kV 10 kV
60 Hz 2.4 kV 4.8 kV 6.9 kV 12 kV
9.2 Motores eléctricos
Los motores eléctricos convierten energía eléctrica en trabajo mecánico. Los motores
eléctricos utilizan la potencia generada por un campo magnético en un conductor
eléctrico y producen un par. Los motores constan de un estator fijo y un rotor los
cuales están separados por un estrecho espacio en aire.
206
Dependiendo del suministro disponible o elegido, los siguientes tipos de motores
están disponibles:
• Motores de CC
• Motores monofásicos de CA
• Motores trifásicos
9.2.1 Motores de corriente continua
Los motores de CC están disponibles como:
• Motores de derivación
• Motores de excitación en serie
• Motores de doble excitación
• Motores de derivación excitados exteriormente (Imán permanente).
Los motores de excitación en derivación se utilizan exclusivamente para accionar
bombas centrífugas con CC. En estos motores de CC, el arrollamiento inductor (esta-
tor) y el inducido (rotor) se conectan en paralelo al suministro principal.
Comparado con otros tipos de motores de CC, el de excitación en derivación tiene la
ventaja de que la velocidad es casi independiente de la carga.
Las bombas centrífugas, con motores de excitación en derivación de CC, están limi-
tadas generalmente a aplicaciones especiales tales como vehículos, barcos y para
accionamiento de equipos de emergencia (por ejemplo, bombas de aceite de reserva).
El suministro de CC se obtiene normalmente de generadores de CC, transformadores
o paquetes de baterías (acumuladores).
9.2.2 Motores monofásicos de corriente alterna
Los motores monofásicos de inducción se construyen para bajas potencias hasta
aproximadamente 5 kW. Éstos son conectados a una sola fase al suministro principal,
lo más común es 230 V. Los motores monofásicos pueden ser conectados a un sumi-
nistro trifásico, utilizando el voltaje (U) de la estrella. Como el suministro monofásico
no da al motor un sentido de giro definido, éste no arrancará cuando está en reposo.
Para dar al motor un sentido de giro definido, un arrollamiento auxiliar (devanado de
arranque) se monta en el estator y se alimenta a través de un condensador, con una
corriente que se toma de la fase del estator. De esta manera se genera un campo mag-
nético rotacional en una dirección determinada.
Un condensador de funcionamiento es conveniente, por regla general, para bombas
centrífugas. El par de arranque es 0,3 a 0,4 veces el par de diseño. Si esto es insufi-
ciente, pueden ser adecuados los condensadores de arranque y funcionamiento. Éstos
producen un par de arranque de 1,5 a 1,8 veces el par de diseño. El condensador de
arranque es desconectado por un interruptor centrífugo cuando el motor alcanza cierta
velocidad.
207
9.2.3 Motores trifásicos
Los motores trifásicos de inducción se construyen para bajo y alto voltaje. El límite
superior de la potencia para motores de bajo voltaje es aproximadamente 800 kW.
Los motores de alto voltaje comienzan desde unos 160 kW, pero se utilizan preferen-
temente en el rango de 1 a 11 MW.
Los motores trifásicos están disponibles como:
• Motor de inducción asíncrono de jaula de ardilla
• Motor asíncrono de anillos rozantes
• Motor síncrono
9.2.3.1 Motores de inducción trifásicos asíncronos de jaula de ardilla
Este tipo de motor, domina con mucho, el mercado para el accionamiento de bombas
centrífugas. Las características operativas, por regla general, cumplen con los reque-
rimientos y la sencillez de construcción mecánica difícilmente se puede mejorar. El
rotor no necesita alimentación de energía y por ello, tampoco conmutador, anillos
colectores ni escobillas y aparte de los rodamientos no hay partes con desgaste.
La mayoría de las máquinas más utilizadas están normalizadas con relación a su po-
tencia y dimensiones para un tipo particular de construcción y grado de protección, de
este modo se simplifica el proceso de selección del motor para la bomba.
La parte eléctrica del motor la constituyen el estator y el rotor. El estator se construye
de laminas de hierro con ranuras, las cuales, llevan los tres devanados de las fases. El
rotor tiene ranuras que llevan barras conductoras de cobre o de aluminio. Éstos son
conectados en un extremo cortocircuitándolos por anillos que forman una jaula. Por lo
que comúnmente se denominan “motor de jaula de ardilla”. Los terminales de los
devanados del stator se pueden conectar en estrella (Y) o en triángulo (∆) o para
arranque estrella-triángulo. Vea la sección 9.4.1.
Si los devanados del estator se conectan a un suministro de energía con el voltaje y la
frecuencia fijados, se establece un campo magnético que gira con relación al estator
fijo a la velocidad síncrona.
f
n = — · 120 en rpm syn p
donde f = frecuencia suministrada en Hz
p = Número de polos en el devanado del estator
Este campo que gira, induce un voltaje en los conductores del devanado del rotor y
una intensidad cuya magnitud depende de la resistencia del circuito. El campo que
gira y la intensidad del rotor son los requisitos previos para generar par. Esto significa
que el rotor no puede conseguir la velocidad de rotación del campo, ya que la genera-
ción de la intensidad en el rotor depende de los conductores que cortan las líneas de
fuerza del campo. El rotor por lo tanto es más lento (asincrónicamente) que la veloci-
dad síncrona.
208
Este diferenciales el deslizamiento s que se expresa como un % de la velocidad sín-
crona.
n – n syns = ———— · 100 en %
nsyn
La velocidad del motor (velocidad asíncrona) es, por lo tanto, dada por:
s
n = nsyn (1– ——) en rpm 100
Tabla 9.04 Velocidad síncrona nsyn en rpm a f = 50 y 60 Hz para diferentes
número de polos
Nº de polos 2 4 6 8 10 12 14 16 18
50 Hz 3000 1500 1000 750 600 500 428 375 333
60 Hz 3600 1800 1200 900 720 600 514 450 400
Con el incremento de carga en el motor, se requiere una intensidad mayor en el rotor,
el deslizamiento se incrementa y la velocidad se reduce. El deslizamiento obtenido a
la potencia de diseño depende del tamaño del motor y se reduce cuando aumenta el
tamaño del motor. Con el motor sin carga sólo tiene que vencer pequeñas pérdidas
internas, por lo tanto, un par bajo es adecuado. Con cargas pequeñas, la velocidad del
motor está, por lo tanto, próxima a la velocidad síncrona.
Tabla 9.05 Deslizamiento sN para varios niveles de potencia (valores orientativos)
Nivel de potencia kW 1 10 100 1000
Deslizamiento sN % 6 - 9 3 - 4 0,7 – 1,6 0,5 – 0,8
Los motores de 2 polos tienen el valor más bajo y el valor más alto los de 8 polos.
La velocidad y la potencia nominal exactas se obtienen de los datos del fabricante.
Para acelerar los motores de inducción asíncronos de jaula de ardilla desde el reposo
n = 0 hasta la velocidad nominal nN con una carga dada, son factores determinantes
la magnitud del par de arranque y la forma de la curva par/velocidad. La forma de la
curva viene determinada por el diseño de los rotores, principalmente por las barras
conductoras del rotor. El gran número de construcciones y designaciones diferentes
pueden ser reducidas básicamente a tres tipos de rotores: barra redondeada, barra de
alta tensión y rotores con barras dobles.
Dependiendo del número de polos y el tamaño de la carcasa, hay motores trifásicos
disponibles con diferentes tipos de rotor con sus correspondientes curvas de par. Co-
mo el par motor de las bombas centrífugas aumenta con el cuadrado de la velocidad,
la clase de par (rotor) del motor tiene generalmente pequeñas consecuencias en el
arranque de la bomba. Hay siempre suficiente par de aceleración Mbmi disponible.
209
MA Par de arranque
MK Par de inversión
ML Par de carga
Mm Par motor
MN Par nominal
MS Par mínimo de aceleración
nN Velocidad nominal
nsyn Velocidad síncrona
Fig. 9.02 Características de la curva par velocidad de un motor de inducción
asíncrono de jaula de ardilla
9.2.3.2 Construcción especial de motores de inducción trifásicos asíncronos de
jaula de ardilla
Para algunas aplicaciones, se han desarrollado construcciones especiales, en las que el
motor y la bomba forman una unidad compacta monobloc.
Estas incluyen:
• Motores sumergibles
• Motores encapsulados
• Motores sumergidos
Los motores sumergibles utilizan el líquido en que la bomba se sumerge como un
medio de refrigeración. Los motores se sellan y se llenan con aire o aceite. Están
construidos con la suficiente seguridad para que puedan permanecer operativos aún
no estando totalmente sumergidos en el medio refrigerante. Se utilizan para accionar
bombas sumergibles verticales, p. e. bombas de aguas residuales, fangos y bombas de
refrigeración.
Los motores encapsulados tienen el rotor mojado y el estator seco. Una campana
aislante de pared fina resistente a la corrosión, aísla al devanado del estator del líqui-
do bombeado. El motor encapsulado y la bomba forman un conjunto sin juntas y sin
fugas. Las bombas con motor encapsulado se utilizan como bombas químicas y bom-
bas circuladoras para calefacción. Vea la sección 4.11.2.
Los motores sumergidos tienen mojado el rotor y el estator. El motor se llena com-
pletamente con líquido, agua o aceite. Se utilizan para accionar bombas en perfora-
ciones o pozos profundos, (4, 6, 8,…… pulgadas de diámetro).
210
9.2.3.3 Motores trifásicos asíncronos de anillos rozantes
Estos motores son elegidos en lugar de los motores de jaula de ardilla cuando:
• se requiere un par de arranque elevado
• se requiere una baja intensidad en el arranque
Como estos atributos no son relevantes para bombas centrífugas, el uso de motores de
anillos rozantes no es necesario.
Los motores de anillos rozantes se utilizan, en algunos casos, cuando una bomba cen-
trífuga requiere regulación de velocidad en combinación con una alta potencia. El uso
de una serie de rectificadores con el motor de anillos rozantes puede proporcionar una
solución económica. Vea también sección 9.6.1.3.
El rotor de anillos rozantes tiene un bobinado trifásico, con el mismo número de
pares de polos y construcción semejante al estator. Las bobinas se conectan por ani-
llos rozantes con resistencia variable. El par en el arranque y en la aceleración puede
ser controlado variando la resistencia total del circuito del rotor. A causa de la cons-
trucción del anillo colector, este motor asíncrono pierde su sencillez y fiabilidad. Es
más costoso que el motor de jaula de ardilla y las escobillas y anillos rozantes requie-
ren mantenimiento. El desgaste que se produce en los anillos rozantes y escobillas
puede provocar un cortocircuito, si el motor lo admite, se puede evitar con un disposi-
tivo que levante las escobillas. Los motores pueden también estar equipados con
control de desgaste y equipados con micro-conmutación.
9.2.3.4 Motores trifásicos síncronos
El uso de motores síncronos para accionamiento de bombas centrífugas es cuestión
del coste principal, el abastecimiento eléctrico (corrección del factor de potencia) y el
tipo de aplicación de la bomba. La inversión requerida para el arranque, sincroniza-
ción, excitación y control es sólo una limitación relativa, dependiendo del tamaño del
motor y es menos significativa al aumentar el tamaño del mismo. Los motores síncro-
nos cuestan entre un 10 a un 40% más que los motores asíncronos equivalentes. Las
ventajas de un motor síncrono en compensación, incluyen la posibilidad para la co-
rrección del factor de potencia y el rendimiento es más alto, de forma que puede ser
rentable en bombas centrífugas de gran potencia, de 8 a 10 MW.
Los generadores síncronos se pueden utilizar también como motores síncronos. Tales
máquinas se encuentran en plantas de bombas para generación y almacenamiento de
energía, como accionamientos de bombas y generadores.
211
9.3 Construcción de motores eléctricos
9.3.1 Tipo de construcción
La construcción y disposición de montaje de motores eléctricos están normalizados en
Europa por IEC 34-7, (BS4999 pt 107).
La designación sigue dos sistemas de códigos IM (International Mounting) que son:
• Código I un sistema alfa-numérico para motores con rodamientos en ambos
lados protegidos y una salida de eje.
• Código II un código numérico con amplio campo de aplicación inclusive el
código I.
La mayoría de los tipos más comúnmente utilizados en la construcción de acciona-
mientos de bombas centrífugas son listados en la tabla siguiente.
Tabla 9.06 Construcción de máquinas eléctricas
Código I Código II Fig. Construcción
Máquinas con eje horizontal
IM B3 IM 1001
2 rodamientos en ambos lados protegidos, carca-
sa con patas, montaje sobre patas.
IM B35 IM 2001
2 rodamientos en ambos lados protegidos, carca-
sa con patas, escudo rodamiento lado de accio-
namiento con brida, montaje sobre patas, brida
de montaje adicional.
IM B5 IM 3001 2 rodamientos en ambos lados protegidos, carca-
sa sin patas, escudo rodamiento lado de accio-
namiento con brida, brida de montaje.
Se recomienda que este tipo de construcción sea
utilizado hasta tamaño 200 (37kW, 2-polos;
30kW, 4-polos). Para potencias mayores se debe
utilizar el IM 35.
Máquinas con eje vertical
IM V1 IM 3011
2 rodamientos en ambos lados protegidos, carca-
sa sin patas, escudo de rodamiento con bridaen
el lado de accionamiento, brida de montaje y eje
accionamiento hacia abajo.
Con esta construcción se recomienda una cubier-
ta de protección. Para motores con protección
contra explosión, existe una norma.
212
9.3.2 Clase de protección de equipos eléctricos
9.3.2.1 Código IP
El código IP (Internacional Protection) describe las medidas de protección para pre-
venir el contacto con personas y protección contra la entrada de sólidos y líquidos,
según IEC 34-5, EN 60529 (B 4999 Pt 105).
La protección cubre lo siguiente:
• Protección contra el contacto de personas con piezas conectadas o móviles en el
interior de la carcasa y la prevención de entrada de cuerpos sólidos.
• Protección del equipo de la entrada de agua.
La clase de la protección es designada por un código alfa numérico de dos letras IP y
dos dígitos.
Tabla 9.07 Primer dígito define la protección contra el contacto y cuerpos extraños
Primer dígito Protección contra el contacto y cuerpos extraños
0 Sin protección especial
1 Protección contra la entrada de cuerpos extraños mayores de 50 mm,
pero sin protección contra entradas intencionadas
2 Protección contra la entrada de cuerpos sólidos extraños de diáme-
tros mayores de 12mm. Protección contra contacto de dedos con
partes conectadas o móviles.
3 Protección contra la entrada de cuerpos sólidos extraños de diámetro
mayores de 2.5mm. Protección contra contacto de herramientas o
cables.
4 Protección contra la entrada de cuerpos sólidos extraños de diáme-
tros mayores de 1mm. Protección contra contacto de herramientas o
cables.
5 Protección contra la acumulación de polvo. La penetración de polvo
no es evitada, pero no se acumula en suficiente cantidad como para
impedir el funcionamiento de la máquina.
Completa protección contra contacto con partes conectadas o móvi-
les.
6 Protección hermética contra el polvo.
Protección completa contra el contacto.
213
Tabla 9.08 Segundo dígito define la protección contra el agua.
Segundo
dígito
Protección contra el agua
0 Sin protección especial.
1 Protección contra gotas de agua que caen verticalmente, las cuales no
deben tener efecto perjudicial.
2 Protección contra gotas de agua que caen verticalmente, las cuales no
deben tener efecto perjudicial.
La carcasa del motor puede inclinarse hacia arriba hasta 15° de su
posición normal, sin efecto perjudicial (agua que cae en ángulo).
3 Protección contra caída de agua en cualquier ángulo hasta 60°, la cual
no debe tener efecto perjudicial. Agua rociada.
4 Protección contra agua rociada en cualquier ángulo, la cual no debe
tener efecto perjudicial. Agua salpicada / rociada.
5 Protección contra agua rociada por una boquilla, en cualquier ángulo,
la cual no debe tener efecto perjudicial. Riego con una manguera de
agua.
6 Protección contra agua torrencial sobre la máquina, por ejemplo: de-
bido a la mar fuerte, donde el agua no debe entrar en la carcasa en la
cantidad suficiente para tener efecto perjudicial.
7 Protección contra agua cuando la máquina se sumerge a una presión y
tiempo especificados. El agua no debe entrar en la carcasa en la canti-
dad suficiente para tener efecto perjudicial.
8 La carcasa está diseñada para la inmersión permanente en el agua,
bajo condiciones definidas por el fabricante.
La clase de protección estándar para los motores trifásicos es IP55.
9.3.2.2 Código IK
El código IK describe el grado de protección de la carcasa contra impactos mecánicos
externos, según EN 50102.
La clase de protección es designada por un código alfa numérico de dos letras IK y
dos dígitos.
214
Tabla 9.09 Grado de protección contra impactos mecánicos.
Código-IK Energía del impacto Código-IK Energía del impacto
01 0,15 J 06 1 J
02 0,20 J 07 2 J
03 0,37 J 08 5 J
04 0,50 J 09 10 J
05 0,70 J 10 20 J
La clase de protección estándar para motores trifásicos es IK 08.
9.3.3 Métodos de refrigeración
El método de refrigeración se define de acuerdo con IEC 34-6, EN 60034-6, (BS4999
pt 106). La clase de refrigeración es designada por un código alfa numérico de dos
letras IC y dígitos y letras adicionales.
Ejemplo:
IC 4 A 1 A 1
método del movimiento de refrigerante secundario – 1 = circulación libre
refrigerante secundario – A = aire
método del movimiento de refrigerante primario – 1 = circulación libre
refrigerante primario – A = aire
disposición del circuito – 4 = superficie de la carcasa refrigerada
Forma simplificada:
Si no hay peligro de ambigüedad, el símbolo A para el aire se puede omitir, así que la
forma abreviada podría ser:
IC411.
El método estándar de la refrigeración de los motores de inducción trifásicos con
protección de la clase IP55 es el sistema IC411. Esto significa que la superficie del
motor está refrigerada por aire, carcasa lisa o acanalada y un ventilador montado en el
eje.
215
9.3.4 Aislamiento
El aislamiento de los devanados se clasifica en clases de temperatura de acuerdo con
IEC 34-1
Tabla 9.10 Incremento de temperatura (∆T) y máxima temperatura en el pun-
to más caliente del devanado (T ) de acuerdo con IEC 34-1. max
Aislamiento ∆T
medida por el método de
resistencia
Tmax
con una temperatura media de
refrigeración de 40 °C
Clase B 80 K 125 °C
Clase F 105 K 155 °C
Clase H 125 K 180 °C
Generalmente los motores trifásicos tienen aislamientos clase F.
9.4 Instalación y funcionamiento de motores eléctricos
9.4.1 Clasificaciones
9.4.1.1 Potencia
Los motores se eligen en tablas que indican su potencia medida de salida.
Esto es, la potencia disponible en el eje motriz que debe ser igual a la potencia reque-
rida por la bomba. Vea también la sección 1.7.4.
9.4.1.2 Potencia absorbida, rendimiento y factor de potencia
Motores trifásicos asíncronos
La potencia absorbida por un motor eléctrico es función de la intensidad eléctrica
consumida de la línea y el voltaje aplicado. Debido a las pérdidas, ésta es más alta
que la potencia de salida. Un motor consume una combinación de potencia activa y
reactiva. Esto produce un desfase entre el voltaje y la intensidad, en el que la intensi-
dad se retrasa con respecto al voltaje en un ángulo ϕ. Para el cálculo del consumo de
potencia, por lo tanto, se tiene en cuenta sólo la intensidad activa, la cual está en fase
con el voltaje. La potencia activa es dada por:
I · cos ϕ · U · √3
Pw = ———————— en kW
1000
La intensidad consumida de la línea puede ser calculada por la potencia activa
P · 1000 wI = ——————— en amperios (A)
U · cos ϕ · √3
216
El rendimiento del motor η es la relación entre la potencia de salida PM (potencia
mecánica en el eje) y la potencia absorbida Pw (potencia activa).
PM
η = —— · 100 en %
Pw
La potencia de salida en el eje es por lo tanto:
I · cos ϕ · U · √3 · η
P = ————————— en kW M 1000 · 100
Para la intensidad consumida se aplica lo siguiente.
PM · 1000 · 100
I = ———————— en Amperios (A)
cos ϕ · η · U · √3
El producto del voltaje de la línea y la intensidad medida dan la potencia aparente Ps,
una figura puramente matemática, como ocurre en diferentes ejemplos con U y I.
I · U · √3
Ps = ————— en Kilovoltio-amperio (kVA)
1000
Para el establecimiento del campo magnético, es decir, la magnetización del motor, se
requiere potencia que no es convertida en energía mecánica. Sólo hay un continuo
intercambio entre el campo del bobinado y el suministro principal. Este valor, llama-
do potencia reactiva Pb, se calcula por la diferencia entre la potencia activa y la apa-
rente.
I · U · sen ϕ · √3
Pb = P ² – PM² = ———————— en Kilovoltio amperio reactivo (kvar) s 1000
El factor “cos ϕ” que aparece en el cálculo de la potencia activa es conocido como el
factor de potencia. Representa la relación de la potencia activa con la potencia apa-rente. Pw
cos ϕ = ——
Ps
El factor de potencia cosϕ es por lo tanto una medida de la parte de la potencia apa-
rente que se convierte en una forma diferente de energía y es por lo tanto un factor de
consumo.
En general se puede decir que el rendimiento y el factor de potencia
• aumenta con el incremento de la potencia del motor
• disminuye con la reducción de la potencia del motor
Esto debe ser tenido en cuenta al seleccionar el motor. Si se añade un factor de segu-
ridad demasiado alto en el requerimiento de potencia de la bomba, entonces el motor
217
funcionará continuamente a carga parcial, la consecuencia es un funcionamiento con
bajo rendimiento y bajo factor de potencia.
Los valores de la siguiente tabla para rendimiento y factor de potencia, son sólo valo-
res orientativos que pueden variar de un fabricante a otro. La potencia de salida de un
motor se puede estimar utilizando estos valores, basados en la intensidad consumida y
el voltaje. La medida de la intensidad consumida durante el funcionamiento, se utiliza
para controlar el conjunto de la bomba, por lo tanto, sólo sirve para verificar si un
motor opera dentro de su campo de diseño. Esto puede ser importante si hay peligro
de que la potencia absorbida por la bomba exceda la curva de diseño debido a facto-
res inesperados, tal como cambios en las condiciones de funcionamiento o el desgaste
de la bomba. Esto permite tomar medidas para prevenir, que la potencia de diseño del
motor sea excedida, que el sistema de protección del motor falle y se produzca una
interrupción del funcionamiento.
Tabla 9.11 Factor de potencia cos ϕ, para varias potencias (valores orientativos)
Potencia kW 1 10 100 1000
Factor de potencia cos ϕ 0,81 – 0,84 0,84 – 0,85 0,86 – 0,88 0,89 – 0,93
El valor más bajo es para motores eléctricos de 4 polos y el más alto para 2 polos.
Tabla 9.12 Variación en el factor de potencia cos ϕ con carga parcial
1/2 de la
carga total
3/4 4/4 5/4 1/2 de la
carga total
3/4 4/4 5/4
0,86
0,85
0,83
0,90
0,89
0,88
0,92
0,91
0,90
0,92
0,91
0,90
0,69
0,67
0,66
0,79
0,77
0,76
0,83
0,82
0,81
0,84
0,83
0,82
0,80
0,78
0,76
0,86
0,85
0,84
0,89
0,88
0,87
0,89
0,88
0,87
0,65
0,63
0,61
0,75
0,74
0,72
0,80
0,79
0,78
0,81
0,80
0,80
0,75
0,73
0,71
0,83
0,81
0,80
0,86
0,85
0,84
0,86
0,86
0,85
0,59
0,58
0,56
0,71
0,70
0,69
0,77
0,76
0,75
0,79
0,78
0,78
Los valores para 4/4 de la carga total = valor de potencia publicado por el fabricante.
Las cifras para cargas parciales son un promedio.
1 – cos ϕ
Según EN 60034 se aplican las siguientes tolerancias: –————
6
con los límites: mín.: 0,02 máx.: 0,07
218
Tabla 9.13 Rendimiento ηN en % para varias potencias (valores orientativos)
Potencia kW
2-polos y 4-polos
1,1 11 110 1000
Rendimiento ηN % eff 2 77
eff 1 84
eff 2 89
eff 1 91
eff 3 95 eff 3 97
eff = Rend. estándar eff 2 = Rend. mejorado eff 1 = Alto rend.
Tabla 9.14 Variación del rendimiento ηN en % con carga parcial
1/2 de la
carga total
3/4 4/4 5/4 1/2 de la
carga total
3/4 4/4 5/4
96
95
93,5
97
96
95
97
96
95
96,5
95,5
94,5
81
80
79
82
81
80
82
81
80
80,5
79,5
78,5
92,5
91,5
91
94
93
92
94
93
92
93,5
92,5
91,5
77
75,5
74
79,5
78,5
77,5
79
78
77
77,5
76,5
75
90
89
88
91
90
89
91
90
89
90
89
88
73
72
71
76
75
74
76
75
74
74
73
72
87
86
85
88
87
86
88
87
86
87
86
85
70
68
67
73
72
71
73
72
71
71
70
69
84
83
82
85
84
83
85
84
83
83,5
82,5
81,5
66
65
64
70
69
67,5
70
69
68
68
67
66
Los valores para 4/4 de la carga total = valor de potencia publicado por el fabricante.
Las cifras para cargas parciales son un promedio.
De acuerdo con EN 60034 se aplican las siguientes tolerancias:
para PN ≤ 50 kW – 0,15 (1 – η)
para PN > 50 kW – 0,1 (1 – η)
Donde η se expresa como un valor decimal.
9.4.2 Requerimientos de la instalación
Los valores de potencia de motores se basan en condiciones definidas de instalación.
Estos valores son válidos para una temperatura ambiente de hasta 40°C y una altitud
hasta 1000m sobre el nivel del mar.
219
Para otras condiciones de instalación, la potencia del motor debe ser recalculada se-
gún la tabla siguiente.
Tabla 9.15 Factores de corrección para alturas por encima del nivel del mar (AH)
y temperatura ambiente (KT)
Altura sobre el nivel del
mar (AH)
Temperatura ambiente (KT) en °C
< 30 30-40 45 50 55 60
1000
1500
2000
2500
3000
3500
4000
1,07
1,04
1,00
0,96
0,92
0,88
0,82
1,00
0,97
0,94
0,90
0,86
0,82
0,77
0,96
0,93
0,90
0,86
0,82
0,79
0,74
0,92
0,89
0,86
0,83
0,79
0,75
0,71
0,87
0,84
0,82
0,78
0,75
0,71
0,67
0,82
0,79
0,77
0,74
0,70
0,67
0,63
Para condiciones climáticas extremas, cuando por ejemplo, la temperatura ambiente
es < – 40°C o la humedad relativa es > 95%, entonces se recomiendan calentadores
anticondensación. Esto asegura que se mantenga una temperatura media del motor
para prevenir problemas que puedan surgir en el arranque. Se evita, además, pérdidas
en la integridad del aislamiento en el devanado, debido a la condensación.
Para condiciones donde se puede dar una humedad relativa de 90 a 100 % durante
largos periodos de tiempo, es esencial el aislamiento tropicalizado especial.
9.4.3 Efecto de los cambios en la tensión de alimentación y en la frecuencia
en el funcionamiento de motores de inducción asíncronos trifásicos
9.4.3.1 Cambios en la tensión de alimentación con frecuencia constante
El par de arranque y el par normal, varían con el cuadrado del voltaje y la intensidad
de arranque es aproximadamente proporcional.
Según EN 60 034-1 una tolerancia del voltaje de ± 5% es admitida (rango A). IEC 38
permite una tolerancia de ± 10% para tensiones de alimentación de 230, 400 y 690V.
Una tolerancia adicional de ± 5% puede ser utilizada según EN 60 034 si la tempera-
tura admisible aumenta, en función de la clase permite excederse 10K. Los cambios
en los valores se dan en la tabla 9.16.
220
9.4.3.2 Variación de la frecuencia del suministro con voltaje constante
Los valores absolutos del par de arranque y del par normal son inversamente propor-
cionales al cuadrado de la frecuencia y la velocidad estimada es aproximadamente
proporcional a la frecuencia. En general variaciones de frecuencia de ± 5% son admi-
sibles. Los cambios en los valores estimados se dan en la tabla siguiente.
Tabla 9.16 Efecto de la variación en voltaje y frecuencia en relación con los valo-
res nominales
Valor nominal
Voltaje
110% del
valor nominal
Voltaje
90% del
valor nominal
Frecuencia
105% del
valor nominal
Frecuencia
95% del
valor nominal
Par de arranque
y normal
Aumenta 21% Disminuye
19%
Disminuye
10%
Aumenta 11%
Velocidad
síncrona
Sin cambio Sin cambio Aumenta 5% Disminuye 5%
Velocidad a
plena carga
Aumenta 1% Disminuye
1,5%
Aumenta 5% Disminuye 5%
Rendimiento a
plena carga
Aumenta de
0,5 a 1 punto
Disminuye
2 puntos
Leve aumento Leve
disminución
Factor de
potencia a plena
carga
Disminuye
3 puntos
Aumenta
1 punto
Leve aumento Leve
disminución
Intensidad de
arranque
Aumenta del
10 al 12%
Disminuye del
10 al 12%
Disminuye del
5 al 6%
Aumenta del
5 al 6%
Intensidad a
plena carga
Disminuye
7%
Aumenta 11% Leve
disminución
Leve aumento
Temperatura Disminuye
3 - 4 K
Aumenta
6 - 7 K
Leve
disminución
Leve aumento
Todos los valores son sólo orientativos. Los valores exactos se obtienen del fabrican-
te.
El uso de motores con mayores variaciones de frecuencia es limitado. En el caso de
un motor de 50 Hz conectado a 60 Hz sin cambios en el voltaje, el par de arranquey
el normal se reducen en aproximadamente el 70%. Si un motor de 60 Hz se utiliza a
50 Hz, la potencia debe ser considerablemente reducida para restablecer las condicio-
nes magnéticas originales. Si no, el aumento de la intensidad absorbida causará daño
al aislamiento del bobinado debido al sobrecalentamiento.
9.4.3.3 Cambios simultáneos en la tensión y frecuencia
Si el voltaje y la frecuencia varían simultáneamente y en la misma relación y sentido,
por ejemplo de 400V 50 Hz a 460V 60 Hz, entonces las condiciones magnéticas no se
alteran, si el efecto de la resistencia se desprecia. El motor producirá el par normal
con aproximadamente la misma intensidad en el estator y rotor.
221
La velocidad y la potencia varían proporcionalmente con la frecuencia. Esto es válido
para aproximadamente ± 20% de la frecuencia. En cualquier caso debe consultar al
fabricante a medida que la potencia aumente, ya que puede haber limitaciones debido
a una generación adicional del calor.
9.4.4 Clase de par (clase de rotor) de motores de inducción trifásicos asín-
cronos de jaula de ardilla
Los motores de inducción trifásicos asíncronos de jaula de ardilla tienen diferentes
características de par, dependiendo de la forma y la sección transversal de las barras
conductoras del rotor, como lo descrito en la sección 9.2.3.1. La forma de la sección
transversal por sí mismo no define el par absoluto de arranque del motor. Los datos
del fabricante, por consiguiente, van a definir la clase del rotor con la cual puede ser
determinado el par máximo con el que el motor pueda arrancar con seguridad. La
figura siguiente ilustra el campo característico para un motor de una clase de rotor
dada, que puede arrancar de forma segura conectado en directo con una carga de has-
ta el 90% del par estimado (línea discontinua).
Como el par de carga o resistente de las bombas
centrífugas aumenta con el cuadrado de la velocidad
(M~n²) y las pérdidas de par es normalmente sólo del
5 a 10% del par estimado, entonces la clase de rotor
generalmente no es importante para el accionamiento
de bombas centrífugas.
Fig. 9.03 Ejemplo característico de par.
9.4.5 Conexión de motores de inducción trifásicos asíncronos de jaula de
ardilla al suministro principal.
Los motores trifásicos se conectan con tres conductores exteriores, L1, L2 y L3.
Generalmente los bobinados pueden ser conectados por dos sistemas: estrella o
triángulo.
9.4.5.1 Conexión en estrella Y
Los terminales de los devanados U2, V2 y W2 se conectan juntos. Los voltajes de
fase en los devanados son iguales a los voltajes de la estrella (voltajes entre fases) del
suministro y las intensidades en los devanados son igual a las intensidades del sumi-
nistro.
Si las tres fases se cargan igualmente (carga simétrica) entonces la suma de las inten-
sidades en los devanados es cero en cualquier momento.
222
Conexión en Estrella Y
Fig. 9.04 Esquema del principio de conexión Fig.9.05 Diagrama de conexión
9.4.5.2 Conexión en Triángulo ∆
El fin de una fase del devanado es conectado al principio de la siguiente. Los voltajes
entre fases en los devanados son igual al voltaje de la línea de suministro y las inten-
sidades en los devanados que están unidos y juntos tienen la intensidad de la línea.
Si las tres fases se cargan igualmente (carga simétrica) entonces la suma de las inten-
sidades en los devanados es en cualquier momento cero.
Conexión en Triángulo ∆
Fig. 9.06 Esquema del principio de conexión Fig.9.07 Diagrama de conexión
El sistema de arranque del motor influye en el método de conexión para cuando el
motor está funcionando. La tabla siguiente muestra las posibles conexiones de fun-
cionamiento para motores de jaula de ardilla dependiendo de los devanados y la ten-
sión de alimentación.
Para el arranque estrella - triángulo, la conexión en el arranque debe ser en triángulo.
223
Tabla 9.17 Conexión de funcionamiento para motores trifásicos con jaula de ardilla
Voltaje del
devanado
Tensión de servicio a
50 Hz
Para arranque directo o
rotor de anillos rozantes
Para arranque
estrella-triángulo
230 ∆ / 400 Y 230
400
230 ∆
400 Y
230 ∆
—
400 Y
400 ∆
400 400 Y
400 ∆
—
400 ∆
400 ∆ / 690 Y 400
690
400 ∆
690 Y
400 ∆
—
El sentido de giro del motor es igual que el del campo magnético. Si se requiere in-
vertir el sentido de giro del campo magnético y de ahí la rotación del motor, es sufi-
ciente intercambiar las conexiones de dos fases en la caja de terminales del motor.
9.4.6 Arranque de motores de inducción trifásicos asíncronos de jaula de ardilla
9.4.6.1 Arranque directo
El arranque directo es el ideal y el más sencillo. El motor es conectado directamente a
la tensión total de alimentación por un contactor. En el momento de conexión se
produce una intensidad de arranque de 4
a 7 veces la intensidad nominal.
Como resultado se produce una caída de
tensión en la línea principal y otros usua-
rios pueden ser afectados. Por esta razón
las empresas encargadas del suministro
eléctrico ponen límites al tamaño de
motores individuales (aprox. 4 kW) que
pueden ser arrancados en directo. Sin
embargo, incluso si los motores de bajos
voltajes son conectados a sistemas inde-
pendientes de suministro de la planta, si
éstos tienen una conexión de alto voltaje
a la línea principal hay que considerarlo
en la etapa de diseño.
Fig. 9.08 Características típicas del arranque directo
9.4.6.2 Arranque Estrella-Triángulo (Y∆)
Si es necesario restringir la intensidad de arranque debido a las limitaciones de sumi-
nistro, el método de arranque Y∆ es una posibilidad, pero aun así, en algunas circuns-
tancias se debe establecer un límite de potencia. En este caso los motores de altas
224
potencias se pueden arrancar con reóstatos en serie o auto transformadores para limi-
tar la intensidad, aunque esto representa una inversión adicional, por lo que se utiliza
pocas veces.
Para el arranque Y∆, se usan
contactores Y∆ o la correspondiente
combinación de contactores simples,
conectando cada uno a los seis de los
terminales de los devanados. El
arranque se produce en la conexión
estrella. Con esto el voltaje entre fases
es sólo 1/√3 del voltaje de la línea por
contraste en la conexión triángulo
(conexión de funcionamiento) el
voltaje total de la línea es aplicado a
los terminales. Como el par es
aproximadamente proporcional al
cuadrado del voltaje, se reduce a
aproximadamente 1/3 del valor en la
conexión de funcionamiento. La
intensidad también se reduce siendo
1/3 del valor de arranque directo. Con
el motor acelerando se cambia a la
conexión triángulo apareciendo una
onda de intensidad dependiendo de la
carga, que puede exceder la intensidad
límite.
Fig. 9.09 Ejemplo de características para el arranque Y∆
9.4.6.3 Arranque suave
El arranque suave se logra utilizando un control electrónico (semiconductores).
Este método permite que la magnitud de la intensidad de arranque sea seleccionada
según el requerimiento del arranque. En el tiempo de aceleración se puede programar
y/o limitar el valor de la intensidad.
225
Después de que la aceleración está
completada y se aplica el voltaje total, el
arranque suave puede ser desconectado por
un contactor para reducir las pérdidas.
El arranque suave se puede utilizar también
como control de frenado. El frenado de la
bomba puede ser controlado para cumplir
con los requerimientos y por ejemplo, evi-
tar el golpe de ariete en las tuberías.
Fig. 9.10 Ejemplo de características para arranque suave
9.4.6.4 Arranque de motores de alto voltaje
Una vez conseguido el permiso de la empresa de suministro eléctrico, el método más
económico a utilizar para el arranque de motores de jaula de ardilla es el directo. Para
los motores de alta potencia que exceden los límites, se debe contemplar la posibili-
dad de arrancarcon un inversor de frecuencia de alto voltaje. Controlando la veloci-
dad, es también posible limitar la intensidad de arranque al valor adecuado.
9.4.7 Tipos de servicio
El tipo de servicio de un motor es afectado por su comportamiento térmico y de ahí su
capacidad de carga, de este modo, influye en la selección y el diseño de la máquina
adecuada. El tipo de servicio debe ser descrito en la compra tan exactamente como
sea posible. Para simplificar esto y asegurar un mejor entendimiento entre suministra-
dor y usuario, los tipos de servicio se definen en 10 categorías (S1 a S10) según
EN 60034-1.
226
Para bombas centrífugas, normalmente sólo se considera la categoría “servicio conti-
nuo” (S1). Los datos de funcionamiento dados en las hojas de datos del fabricante son
para servicio continuo.
El servicio continuo se define como un período suficiente de funcionamiento, bajo
carga constante, donde se alcanza un equilibrio térmico. Para este tipo de servicio, la
selección del motor (diseño) se puede hacer según el dato de potencia de la bomba,
teniendo en cuenta cualquier factor de seguridad requerido por las normas o por la
experiencia.
Se indica en la placa de características por el término “funcionamiento en servicio
continuo” o la abreviatura S1. Si no hay marca, entonces se puede suponer que es
para funcionamiento en servicio continuo.
9.4.8 Protección de motor contra sobre-intensidad y sobrecarga térmica
El motor generalmente se protege contra sobrecargas térmicas producidas en el arran-
que.
Éste es un sistema que depende de la intensidad y protege contra sobrecargas. El so-
brecalentamiento puede ocurrir como resultado de sobrecarga, intensidad asimétrica,
pérdida de fase, alta frecuencia de arranques o rotor trabado.
Aparte de esto, el motor puede ser protegido por termistores incorporados en los de-
vanados y conectados a un dispositivo de desconexión.
Este tipo de dispositivo depende de la temperatura y protege el motor contra el calen-
tamiento excesivo de los devanados, debido, por ejemplo, a variaciones continuas de
la carga o rápidos arranques o paradas.
Para motores de polos conmutables, con dos devanados separados, se requiere dupli-
car el número de termistores.
Los fusibles y los disparadores no son dispositivos de protección del motor, protegen
el equipo del suministro de altas intensidades por corto circuito.
227
9.5 Protección contra explosiones
9.5.1 General
En procesos industriales, particularmente industria química y refinerías, los gases,
vapores, nieblas y polvo pueden estar presentes, y cuando se mezclan con el oxígeno
del aire pueden formar una mezcla explosiva. Bajo ciertas condiciones esta mezcla
puede detonar o explotar.
La composición y la concentración de la mezcla (fácil de inflamar) y la energía de la
fuente de ignición (p.e. chispa eléctrica o motor sobrecalentado) tienen una gran in-
fluencia. Los resultados de tal explosión producen, frecuentemente, importantes da-
ños materiales y posibles pérdidas de vidas. Por esta razón las medidas de protección
contra las explosiones son requeridas mediante reglamentación.
Las áreas con peligro de explosión se definen como aquellas, que en condiciones
operacionales y locales de curso normal, pueden acumular en cantidades peligrosas
mezclas explosivas de gases, vapores, niebla o polvo. Esto se aplica igualmente a
lugares al aire libre, como a espacios cerrados.
La protección contra explosiones, abarca una gran variedad de aplicaciones y son
extensas las reglamentaciones que cubren la protección del equipo eléctrico.
Las reglamentaciones siguientes son sólo una base, en cada caso individual se debe
cumplir con todas las reglamentaciones pertinentes.
Los normas europeas EN 50 014 a EN 50 020, EN 50 028 y EN 50 029 definen los
requisitos de construcción y pruebas, para los diferentes tipos de protección.
EN 50 014 Los requisitos generales para la construcción y las pruebas de
aparatos eléctricos para el uso en áreas peligrosas.
Las áreas en peligro por explosivos no se clasifican como áreas peligrosas, pero si un
área peligrosa también contiene explosivos, entonces se aplican las reglamentaciones
más exigentes.
DIN VDE 0166 Los requisitos para la construcción y pruebas de aparatos eléctri-
cos en áreas que contienen explosivos.
Para el peligro por metano en las minas se aplican otras reglamentaciones definidas
junto con la autoridad de minas.
DIN VDE 0118 Requisitos para la instalación del equipo eléctrico en minas subte-
rráneas.
De acuerdo con “Statutory Regulations Covering the Installation of Electrical Equip-
ment in Locations Subject to Explosion Hazard (Elex V)” el equipo puede ser sólo
utilizado en tales áreas si se cumplen las condiciones siguientes:
228
• Deben estar aprobados para los gases y los vapores que están presentes.
• Deben estar sujetos a una inspección detallada por el fabricante asegurando que
estén de acuerdo con el tipo aprobado.
• Deben llevar la marca y los datos exigidos por el organismo oficial competente.
La aprobación es dada por la autoridad local pertinente bajo la jurisdicción de la prin-
cipal autoridad administrativa. Todas las partes involucradas tienen el deber de cum-
plir con las reglamentaciones establecidas en estos documentos aprobados.
Para clasificar los requisitos de protección contra explosiones de una bomba en parti-
cular (p.e. bomba con motor encapsulado) no es suficiente sólo considerar los datos
de bombeo y propiedades del líquido bombeado. Otras fuentes de peligro pueden
existir en la misma zona que deben ser tenidas en cuenta, por ejemplo si una bomba
bombea acetona (clase de temperatura T1) en una zona donde existe etil éter (clase de
temperatura T4).
La decisión sobre una ubicación particular, o al aire libre o en un espacio cerrado, de
si ha de considerarse peligroso dentro del significado de la reglamentación, tiene que
ser tomada por el usuario, o en caso de duda, por la autoridad administrativa adecua-
da, (p.e. inspección de fábrica). La autoridad determinará las medidas de protección
necesarias que deben tomarse para evitar el peligro de explosión.
9.5.2 Designación de zonas de áreas peligrosas
Las áreas peligrosas se clasifican en “zonas” según la probabilidad, la duración y la
frecuencia con que se da una atmósfera explosiva.
La zona 0 comprende áreas en las que una atmósfera explosiva está presente de for-
ma continua o por períodos largos, (p.e. depósitos que contienen líquidos o gases
inflamables). En la zona 0, sólo pueden ser utilizados equipos diseñados especialmen-
te para esta zona. Los motores eléctricos, independientemente de la clase de protec-
ción, no están permitidos.
La zona 1 comprende áreas donde se puede esperar que exista una atmósfera explosi-
va ocasionalmente.
Los motores eléctricos utilizados en esta zona deben estar protegidos contra explosio-
nes, a prueba de explosión “d” o seguridad aumentada “e” estándar.
La zona 2 comprende áreas en las que atmósferas explosivas, sólo se producen oca-
sionalmente y por un período corto de tiempo.
Los motores a prueba de explosiones, protección “d” y seguridad aumentada “e” pue-
den ser utilizados. En muchos casos motores trifásicos estándar de inducción de jaula
de ardilla también pueden ser utilizados.
229
9.5.3 Grupos de Gases
Los gases y líquidos inflamables son clasificados en grupos en función de la mínima
holgura a través de la cual puede propagarse una explosión bajo condiciones experi-
mentales definidas y/o la intensidad mínima de ignición.
Tabla 9.18 Ejemplo de clasificación de grupos de explosión de gases y vapores.
Grupo Vapor o gas inflamable
II A Acetona, amoniaco, benceno, benzol, butano, combustible diesel, que-
roseno, ácido acético, petróleo, hexano, metanol, propano, tolueno.
II B Etanol, óxido de etileno, etil éter, gas ciudad
II B + H2 como II B + hidrógeno
II B + CS2 como II B + bisulfuro de carbón
IIB + C2 H2 como II B + sulfuro de hidrógeno
II C acetileno
9.5.4 Clase de Temperatura
Una atmósfera explosiva puede deflagrar simplemente por la generación normal de
calor del equipo eléctrico. Para evitarlo, la temperatura máxima de la superficie de la
máquina se debe mantener por debajo de la temperatura de ignición de esta atmósfera
inflamable. La temperatura de ignición de una atmósfera inflamable se define como la
temperatura más baja de una superficie que da como resultado la combustión de la
mezcla en contacto con ella. La temperatura de ignición de líquidos y gases se deter-
mina según EN 50 014/DIN51 794. Éstos son clasificados en clases de temperatura de
T1 a T6.
La temperatura máxima de superficie es la temperatura más alta que se puede alcan-
zar en funcionamiento, bajo las condiciones más desfavorables, por cualquier pieza o
superficie del equipo, que es capaz de causar la ignición de la atmósfera explosiva por
contacto. Las condiciones más desfavorables incluyen también las condiciones cono-
cidas por sobrecarga y fallo. Para grupos moto-bomba, deben ser consideradas tanto
la superficie del accionamiento eléctrico como la de la bomba.
Los criterios de seguridad que relacionan gases y vapores inflamables, por ejemplo
punto de combustión, temperatura de ignición, clase de temperatura, clase de explo-
sión están todos definidos y descritos en las reglamentaciones y publicaciones de la
autoridad administrativa del país.
230
Tabla 9.19 Clasificación de la Temperatura
Clases de
temperatura
Temperatura máxima admisible de
la superficie ºC
Temperatura de ignición del
material inflamable °C
T1
T2
T3
450
300
200
> 450
> 300 < 450
> 200 < 300
T4
T5
T6
135
100
85
> 135 < 200
> 100 < 135
> 85 < 100
9.5.5 Comparación de normas
Las normas europeas EN 50 014 a 50 020 que entraron en vigor en Mayo de 1978,
son comparadas con los normas alemanas previas DIN VDE 0170 / 0171 utilizadas
todavía por fabricantes hasta 1.5.1988 y que son aún válidas para funcionamiento.
Tabla 9.20 Designaciones para protección contra explosión EN 50 014 / 50 020:
EN 50 014 /
50 020
DIN VDE
0170/0171
Protección
explosión
Grupo II Protección
explosión
(Ex)
Tipo de
protección
A prueba de
explosiones, seguridad
aumentada
d
e
Tipo de protección d
e
Clase de
temperatura
T1
T2
T3
T4
T5
T6
Grupo de ignición G1
G2
G3
G4
G5
--
Grupo de
Explosión
IIA
IIB
IIB + H2
IIB+ CS2
IIB+C2H2
IIC
Clase de Explosión 1
2
3a
3b
3c
3n
Ejemplo de
designación
EEx e II T3
EEx de IIC T4
(Ex) e G3
(Ex) d 3n G4
231
Ejemplo: EEx de IIC T4
E: Motor según norma europea
Ex: Protección contra explosión
de: Combinación a prueba de explosiones y seguridad aumentada
II: Grupo de aparatos eléctricos para zonas con atmósferas poten-
cialmente explosivas, excepto minas, susceptibles al grisú.
C: La clase más alta de la máxima holgura segura experimental para
tipo de protección Ex d. Esta clase es adecuada para todos los ga-
ses y vapores.
T4: Clase de temperatura 4 (temperatura máx. de superficie 135 °C)
La certificación es proporcionada por el organismo oficial competente en cada país.
9.5.6 La protección contra explosión en bombas con motor encapsulado
Para bombas con motor encapsulado, las autoridades requieren cumplir con medidas
adicionales de seguridad, así como las reglamentaciones normales de motores a prue-
ba explosión.
En la certificación bajo la sección “Condiciones Especiales”, se proponen las condi-
ciones adicionales para el funcionamiento de tales bombas en áreas peligrosas.
Se contemplan los siguientes puntos:
• Por razones de seguridad, la carcasa del rotor siempre debe estar llena con líquido
bombeado. Por lo tanto es necesario equipar la unidad con un indicador de nivel
de líquido, o un método alternativo igualmente fiable, para asegurar que el motor
sólo pueda funcionar con un nivel adecuado de líquido.
• Para prevenir temperaturas inaceptables que se pueden alcanzar en el fluido de
refrigeración / lubricación, se deben montar sensores de temperatura. Estos deben
asegurar que la temperatura máxima alcanzada (debido a las condiciones de fun-
cionamiento de la bomba) no exceda la temperatura admisible por los requisitos
de la protección contra la explosión.
232
9.5.7 Protección contra explosión según normas europeas
La directiva 94/9/CE publicada por la Comunidad Europea armonizó las reglamenta-
ciones de los estados miembros para equipos y sistemas de protección, para el funcio-
namiento en áreas con peligro de explosión siendo así cambiadas las bases para la
protección contra explosión.
Esta directiva también conocida como ATEX 100a, entró en vigor el 23 de Mayo de
1999, con un período de transición hasta el 30 de Junio del 2003.
Éste es un paso más hacia normas uniformes de seguridad en la Comunidad Europea.
El signo más notorio de esta norma es la marca CE, que el equipo protegido contra
explosión tendrá que llevar, el cual, es una condición para el libre movimiento de
mercancías dentro de la Comunidad Europea.
El término de protección contra explosión se ha extendido mucho por su importancia
y en el futuro, los riesgos no eléctricos de ignición también serán considerados. El
fabricante tendrá que asegurar la aptitud completa del equipo para una instalación
segura en un área con peligro de explosión.
El efecto de la directiva 94/9/EC en bombas y fabricantes se describe en un documen-
to realizado por EUROPUMP, (Asociación de Fabricantes Europeos de Bombas).
233
9.6 Control de la velocidad de accionamientos eléctricos
9.6.1 Control del motor
Los siguientes motores pueden ser considerados para control de velocidad:
• Motores de inducción trifásicos asíncronos de jaula de ardilla
• Motores de inducción trifásicos asíncronos de anillos rozantes
• Motores trifásicos síncronos
→ Motores de Reluctancia
→ Motores magnéticos permanentes
Motores de CC tienen muy poco uso como accionamiento de bombas centrífugas.
La velocidad de rotación de un motor de inducción trifásico es dada por:
f
Velocidad del rotor n = —————
p · (1 – s)
con f = frecuencia de suministro p = número de polos s = deslizamiento
Por lo tanto hay tres caminos para el control de la velocidad de un motor trifásico:
• Cambiando el número de polos
• Cambiando la frecuencia
• Cambiando el deslizamiento
9.6.1.1 Motores de polos conmutables
Los motores de polos conmutables, permiten una modificación progresiva de la velo-
cidad con una frecuencia de suministro constante. El cambio de polos está limitado
generalmente a motores de inducción trifásicos de jaula de ardilla.
El método más sencillo es el de la conmutación, el “conmutador Dahlander” como
bobina de una fase distribuida sobre varias ranuras que permanecen juntas; sin em-
bargo, sólo permite un cambio de velocidad de 1:2.
Con dos bobinas, se pueden obtener tres o cuatro velocidades.
Tabla 9.21 Las configuraciones más comunes de motores con polos conmutables
Número de
bobinas
Tipo de bobina Número de
polos
Velocidad síncrona a
50Hz en r.p.m.
1 Conmutador Dahlander 4 / 2
8 / 4
1500 / 3000
750 / 1500
2 Bobinas separadas 6 / 4 1000 / 1500
3 Bobinas separadas pero con
750/1500 r.p.m. en conmutador
Dahlander
8 / 6 / 4 750 / 1000 / 1500
234
Generalmente, las bobinas se diseñan para que el par permanezca prácticamente cons-
tante para cualquier velocidad. Para accionamientos de bombas, sin embargo, es posi-
ble tener motores con bobinas que coinciden con los requisitos de par de la bomba, es
decir, aumentando con el cuadrado de la velocidad. Estos motores, a menudo, se utili-
zan como accionamiento de ventiladores.
9.6.1.2 Cambio de frecuencia
El control de la frecuencia se logra utilizando un convertidor de frecuencia. Son de
dos formas:
• Convertidorpor voltaje
• Convertidor por intensidad
Con el convertidor por voltaje, la velocidad cambia por modificaciones en la frecuen-
cia f , aplicando la apropiada pulsación al voltaje U. El suministro entra con una fre-
cuencia y voltaje fijos (por ejemplo 3 CA 50/60Hz, 380 a 690 V) y pasa a ser un sis-
tema trifásico con frecuencia y voltaje variables (3 CA 0 a 200 Hz, desde 0 V a la
tensión de alimentación de diseño).
Con el convertidor por intensidad, la velocidad cambia por modificaciones en la fre-
cuencia f por aplicación, con la apropiada carga dependiente, de pulsaciones a la in-
tensidad. Estos impulsos se generan desde un voltaje trifásico con frecuencia fija (por
ejemplo 3CA 50/60Hz), y se transforma en un sistema trifásico con frecuencia varia-
ble (3 CA de 0 a 50/60Hz) y la intensidad dependiente de la carga.
Para bombas y ventiladores centrífugos, los convertidores con un característico U/f
general es satisfactorio. La velocidad de los grupos electro bomba puede ser conti-
nuamente regulada con mínimas pérdidas. Para las bombas centrífugas, que tienen
una curva par (M) / velocidad, con una relación del cuadrado (M ≈ n2), no es necesa-
rio considerar ninguna pérdida de par ni de rendimiento para motores normalizados y
transnorma, comparado con su funcionamiento normal. Por esta razón, normalmente
no es un problema montar una regulación de velocidad por convertidor después de
realizada la instalación.
Cuando se utiliza el control de velocidad, debe tenerse en cuenta el límite mecánico
superior de la velocidad del motor, así como las limitaciones mecánicas e hidráulicas
de la bomba. De la misma manera, se debe observar la velocidad mínima de la bomba
recomendada por el fabricante, para evitar cargas hidráulicas.
Los convertidores de frecuencia pueden ser considerados para lo siguiente:
Motores de inducción trifásicos asíncronos de jaula de ardilla
Estos motores son los más extensamente utilizados para accionamientos con converti-
dores de frecuencia. Todos los motores de este tipo, hasta el tamaño 250 y con ali-
mentación hasta 500V, se pueden utilizar con regulación de velocidad. Los motores
del tamaño 280 y superiores, o con la alimentación de 500V, necesitan protección
especial de rodamientos y a veces, dependiendo del tamaño, aislamiento especial.
Al seleccionar un motor hay que tener en cuenta, el par requerido a la velocidad
máxima.
235
Los motores más pequeños, hasta 7,5 kW se suministran con convertidores integra-
dos. Éstos cuentan con la ventaja de no tener cables externos entre el motor y el con-
vertidor y también tienen menos peligro de emitir interferencias.
Los motores de altos voltajes se pueden suministrar también con convertidores de
frecuencia de alto voltaje.
Motor de Reluctancia
Los motores de reluctancia son motores trifásicos, con comportamiento síncrono en
los que los devanados están fijados al estator. El rotor con polos sellados no lleva un
voltaje de excitación. El voltaje inducido en los devanados del estator, se produce por
los cambios en la resistencia magnética (reluctancia) causada por el giro del rotor. El
funcionamiento síncrono es logrado por un diseño especial de rotor.
Las dimensiones de los motores de reluctancia son las mismas que las de los motores
normalizados y están disponibles en construcciones IM B3, IM B5 y IM V1. Están
fabricados con protección IP55 y refrigeración clase IC 411, como los motores de 4
polos, con tamaño 71 a 160L y potencias de 0,17 a 8,5 kW. Pueden funcionar mane-
jados con convertidores de frecuencia entre 50 y 200 Hz dando velocidades de 1500 a
6000 rpm.
Motores de imán permanente
Son motores trifásicos, síncronos, con escobillas de excitación permanente, autoa-
rrancables. El rotor tiene jaula de ardilla para el arranque asíncrono y un rotor de
imán permanente para la operación síncrona. Los imanes permanentes están hechos
de material ferrítico o aleación de tierras raras como los de un acoplamiento magnéti-
co.
Las dimensiones de los motores de imán permanente son como los de los motores
normalizados y están disponibles en construcciones IM B3, IM B5 y IM V1. Se fabri-
can con protección IP44 y refrigeración clase IC 411, como los motores de 2, 4 y 6
polos de tamaño 71 a 160 y potencias de 0,3 a 5,5 kW. La versión 2 polos puede fun-
cionar con convertidores de frecuencia entre 50 y 300 Hz, dando velocidades de 1500
a 18000 rpm. La frecuencia máxima para motores de 4 y 6 polos es de 200 Hz.
9.6.1.3 Cambiando el deslizamiento
Este sistema de control de velocidad se utiliza para motores trifásicos asíncronos con
rotores de anillos rozantes.
Estos motores funcionan o con una serie de convertidores en cascada, o con una resis-
tencia de impulsos o con un campo doble de suministro (giratorio).
236
Para bombas centrífugas, generalmente sólo se consideran convertidores subsíncronos
en cascada y principalmente para potencias altas, bombas de alimentación de calderas
medidas en MW hasta 25 MW.
El control de velocidad se logra modificando la resistencia de rotor. El deslizamiento
es controlado gradualmente por la adición de resistencias externas conectadas al de-
vanado del rotor por los anillos rozantes. La gama típica del control de velocidad está
entre 1: 1,3 y 1: 5. La potencia de deslizamiento Pdes (Pslip) absorbida por los anillos
rozantes, cuando se utiliza una cascada de resistencias, es convertida y realimentada a
la línea principal por un inversor. El convertidor de corriente se calibra para la poten-
cia máxima de deslizamiento Pdes, la potencia de deslizamiento se realimenta a través
de la cascada de resistencias.
9.6.2 Acoplamiento de velocidad variable
Aparte de regular la velocidad del accionamiento, es posible regular la velocidad de la
bomba con un acoplamiento de velocidad variable. Éstos pueden ser sistemas mecá-
nicos o electromecánicos. Se pueden utilizar acoplamientos hidráulicos conocidos
como hidrodinámicos o embragues hidráulicos, también en combinación con una caja
de engranajes para dar un control de velocidad por engranajes.
Tal acoplamiento de engranaje se utiliza por ejemplo, en centrales eléctricas para
emparejar la velocidad y el control de la bomba de alimentación, al requerido.
Los acoplamientos de engranajes se usan, por ejemplo, en plantas de generación de
energía para conseguir en la bomba de alimentación de calderas la velocidad deseada
y su control, según las necesidades.
Los embragues hidráulicos utilizan un fluido transmisor, generalmente aceite de tur-
bina, para transmitir el par entre el eje conductor y el eje conducido. El impulsor en el
lado del eje conductor convierte la potencia mecánica en hidráulica acelerando el
fluido transmisor, volviendo a potencia mecánica en la turbina del eje conducido. Si
la velocidad en ambos lados es la misma, no se genera ningún par y ninguna potencia
es transmitida. Por lo tanto para la transmisión de potencia siempre debe haber un
deslizamiento entre la parte conductora y la conducida, es decir la velocidad del con-
ductor más alta que la del conducido. El deslizamiento y por lo tanto la regulación de
la velocidad puede ser ajustada alterando el llenado de la carcasa del acoplamiento
por medio de un conducto de extracción. Es posible un control continuo de velocidad
en la gama 4:1 hasta máximo 5:1.
El rendimiento de un embrague hidráulico es muy bueno, ya que el deslizamiento
cuando se transmite la velocidad de diseño es muy pequeño. Las pérdidas en el aco-
plamiento generan una potencia de deslizamiento y las pérdidas mecánicas deben ser
eliminadas con aceite de refrigeración. A mayor velocidad de regulación, mayor des-
lizamiento y peor rendimiento del accionamiento, pero siempre con límites acepta-
bles.
237
9.7 Tablas de selección para motores de inducción asíncronos trifásicos de jau-
la de ardilla
El IEC (International Electrotechnical Commission) publicó 72 recomendaciones para
las dimensiones de máquinas eléctricas.Estas recomendaciones cubren las dimensio-
nes de las carcasas, bridas y extremos de eje independientemente unas de otras. Las
dimensiones referidas a la altura del centro del eje (H) van desde 56 a 315 mm. Esta
dimensión (H) define también el tamaño de la carcasa del motor.
Como resultado de las recomendaciones del IEC, se han desarrollado normas en dife-
rentes países para los motores más ampliamente utilizados. Estas normas relacionan el
tamaño de la carcasa con la potencia dependiendo de la protección y velocidad. Esto
permite conocer en la etapa de planificación el espacio requerido por el accionamien-
to al ser instalado, conociendo sólo la potencia, la protección y la velocidad. Los ta-
maños adicionales de carcasa para motores (trans-norma) de potencia mayor, se co-
rresponden con alturas más altas de eje (entre 355 a 450 mm), ampliando esta norma.
Tabla 9.22 Resumen de la norma DIN para motores de inducción de jaula de
ardilla, refrigerados por la superficie
Construcción Protección DIN Tabla selección
IM B 3
IP 44 o superior
EEx e II Seguridad aumentada
EEx d IIC a prueba de explosiones
42 673-1
42 673-2
42 673-3
9,23
9,24
9,25
9,26
9,27
9,28
IM B 35,
B5 y V1
IP 44 o superior
EEx e II Seguridad aumentada
EEx d IIC a prueba de explosiones
42 677-1
42 677-2
42 677-3
Como arriba
nota:
IM B 35 hasta 315 L
IM B 5 hasta 200 L
Los valores dados en las tablas 9.23 a 9.25 para el rendimiento, factor de potencia e
intensidad son sólo orientativos, valores exactos deben obtenerse del fabricante del
motor.
238
Tabla 9.23 Motores de inducción, trifásicos, asíncronos, de jaula de ardilla, refrige-
rados por la superficie, IP55, tamaños 80 a 315L (motores normaliza-
dos)
3000 rpm, 2-polos 50Hz 1500 rpm, 4-polos 50Hz
Tamaño
carcasa
Potencia
kW
Rendi-
miento
% 1)
Factor de
potencia
cos ϕ
Intensidad
Amp a
400 V
Potencia
kW
Rendi-
miento
% 1)
Factor de
potencia
cos ϕ
Intensidad
Amp a
400 V
80 0,75
1,1
74
76
0,83
0,84
1,8
2,5
0,55
0,75
71
74
0,79
0,79
1,4
1,9
90 S
90 L
1,5
2,2
78
80
0,82
0,85
3,4
4,7
1,1
1,5
74
74
0,81
0,81
2,7
3,6
100 L 83,5 0,85 6,1 3
2,2
3
80
81,5
0,82
0,83
4,9
6,4
112 M 4 85,5 0,88 7,7 4 84 0,83 8,3
132 S
7,5 86 0,86 14,7
5,5 86 0,81 11,4
132 M
5,5 84,5 0,85 11,1
7,5
87,5
0,82
15,1
160 M
18,5 34,7
11 88,5 0,84 21,4
160 L
11
15
87
88,5
90
0,85
0,87
0,85
21,4
28,2
15
90
0,84
28,5
180 M
180 L
22 92 0,88 39 18,5
22
90,5
91
0,83
0,84
35
41
200 L
37 93 0,89 65
30 92 0,86 55 30 92 0,89 53
225 S
225 M
45
94
0,89
78
37
45
93
93
0,87
0,87
66
80
250 M 55 94 0,91 93 55 94 0,87 97
280 S
280 M
75
90
95
95
0,90
0,91
128
150
75
90
95
95
0,86
0,86
132
160
315 S
315 M
315 L
92 325 200 96 0,87 345
110
132
160
95
95
95
0,90
0,90
0,91
186
225
265
110
132
160
95
95
96
0,86
0,87
0,87
194
230
275
200 96 0,
Nota 1. Vea la página siguiente
239
Tabla 9.24 Motores de inducción, trifásicos, asíncronos, de jaula de ardilla,
refrigerados por la superficie, IP55, tamaños de 315 a 450
(motores trans-norma)
3000 rpm, 2-polos 50Hz 1500 rpm, 4-polos 50Hz
Tamaño
carcasa
Potencia
kW
Rendi-
miento
%
Factor de
potencia
cos ϕ
Intensidad
Amp a 400
V
Potencia
kW
Rendi-
miento
%
Factor de
potencia
cos ϕ
Intensidad
Amp a
400 V
315 250
315
96
97
0,90
0,91
415
520
250
315
96
96
0,88
0,88
425
540
355 355
400
500
97
97
97
0,90
0,91
0,91
590
660
820
355
400
500
96
96
97
0,87
0,87
0,88
610
690
850
400 560
630
710
97
97
97
0,91
0,91
0,91
910
1020
670
560
630
710
97
97
97
0,88
0,88
0,89
950
1060
690 1)
450 800
900
1000
97
97
97
0,91
0,92
0,93
760
840 2)
920 2)
800
900
1000
97
97
97
0,88
0,88
0,89
780 1)
880 1)
970 1)
1) Motores con ahorro de energía con rendimiento europeo clarificación según EU. / .
CEMEP (CEMEP = European Committee of Manufacturers of Electrical Machines
and Power Electronics)
Motores eléctricos de 2 y 4 polos con potencia de 1,1 a 90 kW son suministrados
basados en el acuerdo EU / CEMEP con rendimiento clase “eff 2” (rendimiento mejo-
rado) o “eff 1” (alto rendimiento).
Los rendimientos listados en la Tabla 9.24 corresponden al rendimiento clase “eff 3”
(rendimiento estándar) motores de clase “eff 2” y “eff 1” deben ser pedidos al sumi-
nistrador.
2) Medida a 690 V
240
Tabla 9.25 Motores de inducción, trifásicos, asíncronos, de jaula de ardilla, refrigera-
dos por la superficie, IP55, tamaños 160 a 450 (motores normalizados y
trans-norma)
1000 rpm, 6-polos 50Hz 750 rpm, 4-polos 50Hz
Tamaño
carcasa
Potencia
kW
Rendi-
miento
%
Factor de
potencia
cos ϕ
Intensidad
Amp a
400 V
Potencia
kW
Rendi-
miento
%
Factor de
potencia
cos �
Intensidad
Amp a
400 V
160 M
160 L
7,5
11
86
87,5
0,74
0,74
17
25
5,5
7,5
83,5
85,5
0,73
0,72
13
18
180 L 15 89,5 0,77 32 11 87 0,75 24
200L 18,5
22
90
91
0,77
0,77
39
46
15 87,5 0,78 32
225 S
225 M
30
92
0,77
61
18,5
22
89
90
0,79
0,79
38
45
250 M 37 92 0,86 68 30 92 0,82 58
280 S
280 M
45
55
93
93
0,86
0,86
81
99
37
45
93
93
0,82
0,83
70
84
315 S
315 M
315 L
75
90
110
132
160
94
94
95
95
95
0,86
0,86
0,86
0,86
0,86
134
160
194
235
280
55
75
90
110
132
93
94
94
94
94
0,82
0,83
0,83
0,83
0,82
104
138
166
206
245
315 200
250
96
96
0,87
0,87
345
430
160
200
95
95
0,82
0,82
295
370
355 315
400
96
96
0,87
0,87
540
690
250
315
96
96
0,82
0,82
460
580
400 450
500
560
96
96
97
0,86
0,87
0,87
780
860
960
355
400
450
96
96
96
0,82
0,82
0,82
650
730
820
450 630
710
800
97
97
97
0,86
0,87
0,87
1100
710
790
500
560
630
96
96
96
0,81
0,81
0,81
920
1040
1160
241
Tabla 9.26 Motores de inducción, trifásicos, asíncronos de jaula de ardilla, refrigera-
dos por la superficie, protección contra explosión EEx e II, seguridad au-
mentada, tamaño 90 a 355 (motores normalizados y trans-norma)
3000 rpm 1500 rpm 1000 rpm
Tamaño kW para clase de temperatura
carcasa T1, T2 T3 T1, T2 T3 T1, T2 T3
90 S
90 L
1,3
1,85
1,3
1,85
1
1,35
1
1,35
0,65
0,95
0,65
0,95
100 L 2,5 2,5 2
2,5
2
2,5
1,3 1,3
112 M 3,3 3,3 3,6 3,6 1,9 1,9
132 S
132 M
4,6
6,5
4,6
5,5
5
6,8
5
6,8
2,6
3,5
4,8
2,6
3,5
4,8
160 M
160 L
9,5
13
16
7,5
10
12,5
10
13,5
10
13,5
6,6
9,7
6,6
9,7
180 M
180 L
19 15 17
20
15
17,5
13,2
13,2
200 L 25
31
20
24
27 24 16,5
20
16,5
20
225 S
225 M
38
28
33
40
30
36
27
27
250 M 47 36 50 44 33 33
280 S
280 M
64
76
47
58
68
80
58
70
40
50
40
46
315 S
315 M
95
112
68
80
100
120
84
100
68
82
64
76
315 L 135
165
100
125
135
165
115
135
98
120
135
92
110
125
315 200
255
150
190
200
245
170
215
175
215
160
200
355 300
335
400
220
250
300
275
315
400
240
275
350
275
340
250
315
242
Tabla 9.27 Motores de inducción, trifásicos, asíncronos de jaula de ardilla, refrige-
rados por la superficie, protección contra explosión EEx de IIC, a prue-
ba de explosión, tamaño 80 a 315 (motores normalizados)
Tamaño 3000 rpm 1500 rpm 1000 rpm 750 rpm
carcasa kW para clase de temperatura T1 a T4
80 0,75
1,1
0,55
0,75
0,37
0,55
90 L 1,5
2,2
1,1
1,5
0,75
1,1
0,37
0,55
100 L 3 2,2
3
1,5 0,75
1,1
112 M 4 4 2,2 1,5
132 S
132 M
5,5
7,5
5,5
7,5
3
4
5,5
2,2
3
160 M
160 L11
15
18,5
11
15
7,5
11
4
5,5
7,5
180 M
180 L
22 18,5
22
15
11
200 L 30
37
30 18,5
22
15
225 S
225 M
45 37
45
30
18,5
22
250 M 55 55 37 30
280 S
280 M
75
90
75
90
45
55
37
45
315 S
315 M
315 L
110
132
160
200
110
132
160
200
75
90
110
132
160
55
75
90
110
132
243
Tabla 9.28 Motores de inducción, trifásicos, asíncronos de jaula de ardilla, refri-
gerados por la superficie, protección contra explosión EEx de IIC, a
prueba de explosión, tamaño 355 a 450 (motores trans-norma)
Tamaño 3000 rpm 1500 rpm 1000 rpm 750 rpm
carcasa kW para clase de temperatura T1 a T4
355 M
355 L
250
315
225
250
280
315
200
250
160
200
400 S
400 M
400 L
355
400
355
400
450
280
315
355
250
280
315
450 M
450 L
450
500
560
500
560
630
400
450
500
355
400
450
244
10 Agua
10.1 Agua natural, agua potable y agua industrial
El agua es la molécula H2O en estado líquido.
La densidad del agua pura a 0°C es de 0,9998 kg/dm³. Si la temperatura desciende por
debajo de 0°C, el agua se congela para pasar al estado sólido formando hielo o preci-
pitar en forma de nieve. La densidad del hielo a 0°C es de sólo 0,91674 kg/dm³. Esta
expansión volumétrica de aproximadamente un 9% al helarse el agua es la causa de
que tuberías y depósitos llenos de agua revienten al producirse la congelación.
A la temperatura de 4°C y con presión atmosférica de 1013 mbar, la densidad del
agua es de 1,0000 kg/dm³. El punto de ebullición a presión atmosférica (1013 mbar),
está en 100°C. El punto de ebullición sube y baja en función de la presión atmosféri-
ca.
El agua pura no se encuentra en la naturaleza. Normalmente contiene varias sustan-
cias disueltas, dependiendo de su origen (subterráneas o de superficie). Pueden ser
sales, ácidos libres o gases que influirán en la calidad y propiedades del agua. La
solubilidad depende de la temperatura y en función de ella los materiales se disolve-
rán o precipitarán. Es más, el agua puede a menudo contener materia indisoluble de
naturaleza orgánica o inorgánica que puede precipitar en reposo.
El agua potable y el agua industrial (comercial, industrial, agrícola y otras), requieren
ciertos niveles de calidad. En la mayor parte de las ocasiones es necesario tratar el
agua.
Para valorar las propiedades corrosivas es necesario proceder a su análisis.
10.2 Parámetros importantes para calificar el agua
10.2.1 Concentración de iones hidrógeno, valor del pH
Las moléculas de los constituyentes químicos disueltos en una solución acuosa se
dividen parcialmente en partículas cargadas de signo opuesto. Se conocen como
iones; la división recibe el nombre de disociación y la solución que los contiene es el
electrolito.
Además:
• los iones de carga positiva son los cationes
• los iones de carga negativa son los aniones
Los iones de los metales y del hidrógeno llevan normalmente carga positiva:
[Ca2+], [Na+], [Mg 2+], [H + ]
Los iones ácidos e hidróxidos están cargados negativamente:
[Cl– ], [HCO3– ], [CO3 2–], [SO42–], [NO3–], [OH –]
245
La concentración de iones hidrógeno determina la naturaleza de una solución acuosa,
es decir, si es ácida, alcalina o neutra. El rango de la concentración de iones H- o OH–
se encuentra entre 1 y 10–14 mol/l. Dado lo incómodo del uso de estos valores para
gráficas, etc., se suele utilizar el valor del “pH”, que es la concentración del ion
hidrógeno [H- ], expresado como el logaritmo decimal negativo, esto es:
pH = – lg [H+ ] ó [H+ ] = 10–pH mol/l
El producto de las concentraciones de los iones hidrógeno e hidróxido recibe el nom-
bre de constante de disociación Kw = [H+ ] · [OH–]. Este valor permanece constante a
una temperatura para todas las soluciones acuosas, ya sean ácidas, básicas o alcalinas,
o saladas. A una temperatura de referencia de 25°C su valor es de ≈ 10–14 mol/l. Si el
valor de [H+] aumenta, el valor de [OH–] tiene que decrecer y viceversa.
Las soluciones con concentraciones iguales de iones hidrógeno e hidróxido se com-
portan como neutras. Esta condición se da, por ejemplo, en el agua pura. A la tempe-
ratura de referencia de 25°C la concentración de los iones hidrógeno e hidróxido son
de 10–7 mol/l. El agua químicamente pura a 25°C con un valor 7 de pH no se com-
porta ni como ácida ni como alcalina.
Una solución cuya concentración de iones hidrógeno sea mayor que la de iones
hidróxido es ácida. El valor del pH es por tanto más alto que aquél de una solución
neutra a la misma temperatura.
Ejemplo:
Concentración de iones hidrógeno = 0,1 mol/l (10–1 mol/l) → pH = 1
Una solución cuya concentración de iones hidróxido sea mayor que la de iones hidró-
geno es alcalina (también llamada básica). El valor del pH es por tanto más alto que
aquél de una solución neutra a la misma temperatura.
Ejemplo:
Concentración de iones hidróxido = 0,000000000001 mol/l (10-12 mol/l) → pH = 12
La conocida escala de pH clasifica en rangos de 0 a 14 y se refiere siempre a una
solución que se encuentra a la temperatura de referencia de 25°C.
pH Carácter químico pH Carácter químico
0 a 3 ácido fuerte 8 a 10 alcalino débil
4 a 6 ácido débil 11 a 14 alcalino fuerte
7 neutro
Fuera de este intervalo, las soluciones acuosas con pH < 0 son ultra ácidas (p.e. ácido
clorhídrico al 20% tiene un pH = – 0.3) y aquéllas con pH > 14 son ultra alcalinas
(p.e. hidróxido de potasio al 50% tiene un pH = 14.5).
246
La constante de disociación Kw varía con el incremento de temperatura. El número de
iones hidrógeno [H+] aumenta, igual que los iones hidróxido [OH–], pero la propor-
ción permanece en la misma relación.
Se considera a menudo que tales soluciones acuosas son corrosivas. Por esta razón,
las bombas de alimentación de calderas reciben una ligera dosis alcalina para elevar
su pH antes de la entrada.
Fig. 10.01 Valor del pH del agua químicamente pura en función de la temperatura
10.2.2 Dureza del agua
La dureza del agua se refiere al contenido de iones minerales alcalinos (calcio, mag-
nesio, estroncio y bario). La concentración de calcio y magnesio son las más impor-
tantes, pero, en casos especiales como al hablar de agua de mar, se deben considerar
también el estroncio y el bario.
Las sales de calcio y magnesio se encuentran sobre todo combinadas con carbonato,
bicarbonato, sulfato, nitrato y clorato.
El término “dureza del agua” tiene raíces históricas por el efecto de los iones calcio
en los jabones de ácidos grasos empleados para lavar, pero no tiene fundamentos
científicos.
247
En lugar de usar dicho término, las referencias más acertadas deben hacerse a la
concentración de iones minerales alcalinos.
La siguiente tabla compara términos modernos y clásicos:
Nueva denominación Antigua denominación
Totalidad de minerales alcalinos
Iones calcio
Iones magnesio
Iones carbonato en minerales alcalinos
Iones no-carbonato en minerales alcalinos
Dureza total
Dureza de calcio
Dureza magnesio
Dureza temporal
Dureza permanente
La dureza del agua se expresa como la concentración de iones minerales alcalinos
(DIN 38 409 parte 6) p.e. c (Ca2+ + Mg2+) = 5 mmol/l.
Debe evitarse el uso de las unidades antaño corrientes como mval/l, °d, etc. Sin em-
bargo, para poder utilizar las tablas y libros de texto que incorporan dicha nomencla-
tura, la siguiente tabla muestra factores de conversión para aquellas unidades:
Dureza c(Ca2++Mg2)
en mmol/l
en
mval/l
CaCO3
en ppm
°d °e °f
c(Ca2++Mg2)
en mmol/l
1 2 100 5,6 7,0 10,0
en mval/l 0,5 1 50 2,8 3,51 5,0
CaCO 3 en ppm 0,01 0,02 1 0,056 0,07 0,10
1 grado °d (alemán) 0,1786 0,357 17,85 1 1,25 1,786
1 grado °e (inglés) 0,1425 0,285 14,29 0,7999 1 1,429
1 grado °f (francés) 0,10 0,20 10,00 0,5599 0,70 1
Tabla 10.01 Comparación de la actual unidad de medida de dureza mmol/l con las
más comunes