Investigacion Incompresibles

Instituto Tecnológico De Tuxtla Gutiérrez Departamento Metal-Mecánica Ingeniería Mecánica

Criterios De Selección De Máquinas De Fluidos Incompresibles

M.C. Lenin Russel Suarez Aguilar M.C. Lenin Russel Suarez Aguilar Máquinas de Fluidos Incompresibles

Mario José Martínez Farfán i

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Máquinas de Fluidos Incompresibles

Índice

Introducción

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Maquinas Hidráulicas

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Características Y Criterios De Selección De Las Maquinas De Fluidos Incompresibles

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Curvas Características De Turbinas Hidráulicas

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Curvas Características De Tres O Más Variables.- Curvas Colina

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Curvas Características De Máquinas Reales

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Criterios De Selección De Ventiladores, Soplantes Y Compresores

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Características De Rendimiento Y De Selección De La Bomba

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Conclusión.

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Referencia Bibliográfica

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Introducción. En las diferentes plantas industriales, los ingenieros han enfocado su esfuerzo en la búsqueda de la eficiencia y economía, orientando las operaciones a la conservación de la energía, sin dejar de lado que las máquinas efectúen el trabajo adecuadamente. Se ocupa principalmente, sin que se limite, a la generación de energía; a partir del diseño de maquinaria y la selección de equipos, así como de la transformación y utilización de la energía en todas sus magnitudes. Por lo anterior, éste trabajo les dará los medios para comprender las formas operativas de las máquinas de fluidos, caracterizadas por efectuar el intercambio de energía con fluidos incompresibles o fluidos que no varían sensiblemente su densidad, como las bombas, ventiladores y turbinas hidráulicas; con la finalidad se posea una base firme sobre las diferentes máquinas hidráulicas, las cuales revisten infinidad de formas y se encuentran en un sin fin de aplicaciones en las industrias. Las Máquinas Hidráulicas se pueden clasificar en dos grandes grupos como ya se ha explicado en clases: las Turbo Máquinas Hidráulicas donde el órgano transmisor de energía es un rodete que se mueve siempre con movimiento rotativo, y el otro grupo son las Máquinas Hidráulicas de Desplazamiento Positivo donde el órgano intercambiador de energía que puede moverse alternativa ó rotativamente cede energía al fluido ó el fluido a él en forma de energía de presión creada por la variación de volumen. Estos dos grupos se subdividen en Máquinas Hidráulicas Motoras que absorben energía del fluido y restituyen energía mecánica y Máquinas Hidráulicas Generadoras que absorben energía mecánica y restituyen energía al fluido. Este trabajo está dividido en los diferentes tipos de Máquinas Hidráulicas, y son las siguientes: 

Bases Conceptuales de las Máquinas Hidráulicas



Turbinas Hidráulicas



Ventiladores



Bombas Rotodinámicas



Selección y Aplicación de las Bombas

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Máquina Hidráulica Una Máquina hidráulica es una variedad de máquina de fluido que emplea para su funcionamiento las propiedades de un fluido incompresible o que se comporta como tal, debido a que su densidad en el interior del sistema no sufre variaciones importantes. Convencionalmente se especifica para los gases un límite de 100 mbar para el cambio de presión; de modo que si éste es inferior, la máquina puede considerarse hidráulica. Dentro de las máquinas hidráulicas el fluido experimenta un proceso adiabático, es decir no existe intercambio de calor con el entorno. Clasificación Las máquinas hidráulicas se pueden clasificar atendiendo a diferentes criterios.

Según la variación de energía En los motores hidráulicos, la energía del fluido que atraviesa la máquina disminuye, obteniéndose energía mecánica, mientras que en el caso de generadores hidráulicos, el proceso es el inverso, de modo que el fluido incrementa su energía al atravesar la máquina. Atendiendo al tipo de energía fluidodinámica que se intercambia a través de la máquina tenemos: 

Máquinas en las que se produce una variación de la energía potencial, como por ejemplo el tornillo de Arquímedes.



Máquinas en las que se produce una variación de la energía cinética, como por ejemplo aerogeneradores, hélices o turbina Pelton. Estas se denominan máquinas de acción y no tienen carcasa.



Máquinas en las que se produce una variación de la entalpía (presión), como por ejemplo las bombas centrífugas. Estas máquinas se denominan máquinas de reacción.

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Según el tipo de intercambio Teniendo en cuenta el modo en el que se intercambia la energía dentro de la máquina su clasificación puede ser así: 

Máquinas de desplazamiento positivo o volumétrico. Se trata de uno de los tipos más antiguos de máquinas hidráulicas y se basan en el desplazamiento de un volumen de fluido comprimiéndolo. El ejemplo más claro de este tipo de máquinas es la bomba de aire para bicicletas. Suministran un caudal que no es constante, para evitarlo en ocasiones se unen varias para lograr una mayor uniformidad. Estas máquinas son apropiadas para suministros de alta presión y bajos caudales.

Según el movimiento Existen otros criterios, como la división en rotativas y alternativas, dependiendo de si el órgano intercambiador de energía tiene un movimiento rotativo o alternativo, esta clasificación es muy intuitiva pero no atiende al principio básico de funcionamiento de estas máquinas. En la tabla siguiente se muestra un resumen de la clasificación de las máquinas hidráulicas (l=líquido, g=gas). Alternativas - Bombas de émbolo1 Volumétricas Rotativas - Bombas rotoestáticas

Motoras Turbomáquinas

Turbinas hidráulicas1 Aerogeneradores (g) (Máquina axial) Alternativas - Bombas de émbolo

Volumétricas Rotativas - Bombas rotoestáticas

Generadoras Turbomáquinas

Bombas rotodinámicas o centrífugas (máquina radial) (l) Ventiladores (g) (Máquina axial)

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CARACTERÍSTICAS Y CRITERIOS DE SELECCIÓN DE LAS MAQUINAS DE FLUIDOS INCOMPRESIBLES SELECCIÓN DEL TIPO DE TURBINA El criterio para conocer y seleccionar el tipo de turbina que corresponde a una determinada central hidroeléctrica es la velocidad específica, ya que se sabe qué cada turbina funciona con buenos rendimientos en un determinado campo de valores de aquélla. Por tanto la selección del tipo de turbina pasa por conocer la velocidad de giro, la potencia efectiva y la altura neta si se utiliza el número de Camerer o la velocidad de giro, el caudal y la altura neta si se emplea la velocidad específica adimensional. Si se adopta el número de Camerer se toman como datos de partida:   

Salto neto Caudal turbinable Rendimiento supuesto de la turbina.

A continuación:  Con 𝐻𝑛 , Q 𝜂 y se calcula la potencia efectiva, 𝑃𝑒  Con 𝑃𝑒 y 𝐻𝑛 se calcula el número de Camerer en función de la velocidad y del número de chorros en el caso pelton. Se advierte que la velocidad específica es un parámetro que es propio del rodete más que en sí de la turbina. Dependiendo del tipo de turbina es el caudal que se adopta, por ejemplo si se trata de una turbina Pelton el caudal que se adopta es el denominado unitario es decir, el de cada chorro y si se habla de una turbina Francis doble el caudal a adoptar es la mitad del total. Si una vez calculada la velocidad específica se decide seleccionar una turbina pelton se juega con la velocidad de giro y el número de chorros hasta obtener una velocidad específica dentro del campo en que aquélla trabaja con buen rendimiento. Si se trata de una turbina de reacción en primer término hay que conocer la velocidad específica máxima con que ha de trabajar la turbina para que no exista cavitación y a continuación se adopta la velocidad de giro para que se cumpla tal limitación. Para unos datos de partida determinados habrá varias soluciones al problema, elegir la más idónea se sale del ámbito de la asignatura; solamente cabe decir que es conveniente que el número de polos del generador y el número de chorros, en el caso pelton, deben ser limitados en turbinas de media y pequeña potencia.

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En la siguiente tabla se indican datos orientativos para la selección de turbinas para los diferentes intervalos de potencia neta.

Microcentral 1000-3000 Minicentral 1000-3000

X= n° 𝜂𝑝𝑒𝑙𝑡𝑜𝑛 chorros 1 0.8 1, 2 0.85

0.82 0.85

Midicentral

500-3000

1, 2, 4

0.88

0.9

Maxicentral

Cualquier N 1, 2, 4, 6

0.9

0.93

Potencia neta < 500 kW 500-5000 kW 500010000 kW >10.000 kW

N

𝜂𝑓𝑟𝑎𝑛𝑐𝑖𝑠

Ejemplo: se tiene una central hidroeléctrica que dispone de un caudal de 6 m3/s con una altura neta de 500 m. Suponemos que el rendimiento de la maquina sea del 90%. Con estos datos se tiene: 𝑃𝑒 = 𝜂𝜌𝑔𝑄𝐻𝑛 = 0,9.9800.6.500 = 26.460.000 W = 36.000 CV

Se recuerda que el número de Camerer está preparado para que la velocidad de giro se exprese en rpm, la potencia efectiva en CV y la altura neta en m. O bien:

Si en primer término se piensa en una turbina pelton, teniendo en cuenta que una turbina de este tamaño, bastante importante, arrastra directamente al generador, la velocidad de giro de la turbina ha de ser de sincronismo, es decir

Dónde: f es la frecuencia de la electricidad a generar en Hz, 50 en Europa, y p el número de pares de polos del generador. Con esto se tiene que las velocidades de sincronismo son 3.000, 1.500, 1.000, 750 rpm, etc. Con todo lo anterior podemos pensar en una turbina pelton de cuatro chorros y 750 rpm de velocidad de giro, con lo que:

Número de Camerer con que trabajan las turbinas Pelton con buen rendimiento. 6

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CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TURBINAS HIDRÁULICAS 1.- OBTENCIÓN DE LAS VARIABLES PARA EL TRAZADO DE CURVAS CARACTERÍSTICAS. Se entiende por curva característica de una máquina la representación gráfica de su funcionamiento, siendo en el caso de las turbinas hidráulicas extraordinariamente útil. La representación se realiza en un sistema de ejes coordenados cartesianos, figurando en abscisas, en ordenadas, y como parámetros las entidades que entran en juego en el fenómeno físico, y definiendo las escalas convenientes de éstas, se anotan sus magnitudes. Cada punto de las curvas características es un punto de funcionamiento de la máquina, de tal manera, que aquellas podrían ser definidas como “el lugar geométrico de los puntos en que puede funcionar una turbina hidráulica”. Se ha intentado por todos los medios trazar estas curvas por procedimientos analíticos basados en la teoría, introduciendo variaciones y aproximaciones; pero todos los intentos han sido baldíos. El único procedimiento válido es el ensayo concienzudo de las máquinas. En el laboratorio, o bien con la máquina real instalada en la central, se realizan los ensayos necesarios haciendo funcionar la turbina de todas las maneras posibles, tomando medidas de las diferentes variables. Estas variables son: altura neta, caudal turbinado, grado de abertura del distribuidor, potencia útil y revoluciones por minuto de la máquina. Para tomar estas medidas se necesita un manómetro para medir la altura neta; un caudalímetro para conocer el caudal, un freno tipo Prony o vatímetro para conocer la potencia útil, y un tacómetro para medir la velocidad de giro de la máquina. Con estos valores, y ya en gabinete, puede calcularse otras variables, con que construir otras curvas características, como son: potencia absorbida, velocidades específicas, par, y sobre todo el rendimiento manométrico. Con los valores calculados se pueden construir las curvas características de la turbina ensayada, estas tienen el inconveniente de que no pueden ser comparadas con facilidad con las correspondientes a otras turbinas.

Con el fin de facilitar estas comparaciones, se refieren todos los datos obtenidos, a los que tendría una máquina imaginaria homóloga, cuyo rodete tuviera un metro de diámetro y se dispusiera en un salto de un metro de altura neta.

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2.- CURVAS CARACTERÍSTICAS DE DOS VARIABLES. Una vez realizados los ensayos y los cálculos consiguientes, se pueden construir diferentes curvas características; de entre ellas, con sus dos variables, cabe destacar las siguientes:

2.1.- PAR – VELOCIDAD DE GIRO Llevando a abcisas la velocidad de giro N y a ordenadas el par C, tomando como parámetro el grado de apertura, se obtiene la figura 1.

Observando esta curva característica se sacan las siguientes consecuencias; 1. Para un valor dado de la admisión, el par decrece al aumentar la velocidad de giro de una manera sensiblemente lineal. 2. Las turbinas poseen par de arranque. 3. La velocidad para la que se anula el par motor, es decir la velocidad de embalamiento, es prácticamente igual para todos los grados de apertura.

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2.2.- POTENCIA – VELOCIDAD DE GIRO Conocida la velocidad de giro N y el par C, la potencia valdrá:

La curva característica correspondiente se indica en la figura 2, de ella se deduce:

1. La curva característica potencia – velocidad de giro, forma una parábola, lo que se puede demostrar analíticamente con facilidad. 2. El máximo de la potencia se alcanza para una velocidad aproximadamente igual a la mitad de la de empalamiento.

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2.3.- CAUDAL - VELOCIDAD DE GIRO En la figura 3, se presenta esta curva característica para las turbinas pelton, y francis lenta, normal y rápida. Estas curvas demuestran: 1. En las turbinas pelton el caudal es independiente de la velocidad de giro, como puede saberse recordando su funcionamiento. 2. En la turbinas francis lentas el caudal disminuye al aumentar la velocidad de giro, ya que al tener un rodete de diámetro grande la fuerza centrífuga aumenta al aumentar la velocidad y dificulta la entrada de agua. 3. En las turbinas francis rápidas el caudal aumenta al aumentar la velocidad de giro, pues el rodete tiene diámetro pequeño y la fuerza centrípeta al pasar el codo del álabe es superior a la centrífuga. 4. En las turbina francis normales el caudal será aproximadamente independiente de la velocidad de giro.

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2.4.- POTENCIA – RENDIMIENTO En la figura 4 se representan las curvas características potencia – rendimiento para los diferentes tipos de turbinas. En ellas se observa: 1. En las turbinas pelton el rendimiento se mantiene bastante alto al variar la potencia, como ya se vio en capítulos anteriores. 2. En las turbinas francis y sobre todo en las de hélices, el rendimiento baja fuertemente al variar la potencia. 3. La turbina Kaplan mantiene muy alto el rendimiento al modificarse la potencia, ya que tiene la posibilidad de orientar las palas convenientemente. Su curva característica sería la envolvente de las correspondientes a una serie de turbinas de hélice con álabes de diferente inclinación.

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3.- CURVAS CARACTERÍSTICAS DE TRES O MÁS VARIABLES.- CURVAS COLINA En cada uno de los puntos con los que se han construido las curvas “potencia – velocidad de giro”, se pueden anotar los valores del rendimiento y de la velocidad específica. De la misma manera con que se procede en un plano topográfico para trazar las líneas de nivel, se dibuja la familia de curvas que tienen el mismo rendimiento y la misma velocidad específica, adquiriendo alguna de estas curvas la misma forma que las líneas de nivel de una colina, de ahí su nombre. De esta forma en un mismo gráfico se dispone de información sobre la potencia, la velocidad de giro, el grado de apertura, el rendimiento y la velocidad específica; en la figura 5 se representan estas curvas.

Analizando este gráfico se deducen las consecuencias siguientes: •

El punto de máximo rendimiento no coincide con el de máxima potencia, ni está situado en la curva de apertura total. En general, se diseñan las turbinas, de forma de conseguir el máximo rendimiento con un grado de apertura del 80% al 90%, y no para un grado de admisión total. Indudablemente la turbina debe alcanzar su óptimo para la velocidad de régimen.

•

Las curvas que forman las líneas “isoetas” (curvas de igual rendimiento) son partes de elipse, más o menos deformadas, y similares a las que tiene una colina en un plano topográfico, de ahí su nombre de “curvas colina o curvas concha”.

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•

La dirección del eje de las “elipses” y su excentricidad depende del tipo de turbina ensayada.

•

Las curvas correspondientes a las turbinas pelton (figura 3.1) tienen su eje mayor próximo a la vertical y con una excentricidad bastante grande; ello es debido a que si se varía la potencia, o lo que es lo mismo el caudal, ya que el salto se mantiene constante, el rendimiento se mantiene, pues hay bastante distancia en el sentido de las ordenadas entre las curvas isoetas. En cambio, si se modifica la velocidad de giro, el rendimiento disminuye notablemente, pues las curvas están más juntas en el sentido de las abcisas.

Con objeto de apreciar mejor lo que antecede, se han dibujado en la figura 3.2 unos cortes en los sentidos de las ordenadas y de las abcisas de la figura 3.1

En las turbinas francis, el eje mayor de las elipses se inclina, y éstas pierden excentricidad; ello es debido a que al variar el caudal, el rendimiento no se mantiene alto como en las pelton, y al variar la velocidad de giro tampoco disminuye tan fuertemente. La turbina hélice es el caso opuesto a las pelton, el eje mayor es sensiblemente horizontal y la excentricidad de las elipses también es fuerte; la causa es que al variar el caudal el rendimiento disminuye notablemente, mientras se mantiene alto al variar la velocidad de giro. Lo mismo que se ha indicado con la curva “potencia – velocidad de giro” se puede hacer con la curva “par – velocidad de giro” o con la “caudal – velocidad de giro”, pudiendo llegar a consecuencias análogas. 13

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4.- CURVAS CARACTERÍSTICAS DE MÁQUINAS REALES Teniendo en cuenta las siguientes funciones o variables y curvas de la figura 4.1. 𝑁11 Velocidad de la rueda de ensayo en rpm bajo altura neta de 1 m. 𝑃11 Potencia de la rueda de ensayo en CV bajo una altura neta de 1 m.   

Curvas de potencia 𝑃11 en función de 𝑁11 tomando como parámetro al abertura del distribuidor. Curvas de igual velocidad específica ns Curvas isoetas ( curvas colina)

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Fig. 4.2. Curvas en colina de una turbina francis.

𝑁11 Velocidad de la rueda de ensayo en rpm bajo altura neta de 1 m. 𝑄11 Caudal en 𝑚3 ⁄𝑠 bajo una altura neta de 1 m.   

Curvas de potencia 𝑄11 en función de 𝑁11 tomando como parámetro al abertura del distribuidor. Curvas de igual velocidad específica. Curvas colina (igual rendimiento)

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𝑁11 𝑄11 i 𝛽

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Velocidad de la rueda de ensayo en rpm bajo altura neta de 1 m. Caudal en 𝑚3 ⁄𝑠 bajo una altura neta de 1 m. Angulo de incidencia de los alabes del rodete. Angulo de inclinación de las directrices del distribuidor.    

Curvas de igual abertura Curvas de incidencia constante Curvas de igual velocidad específica. Curvas colina (igual rendimiento).

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CRITERIOS DE COMPRESORES

SELECCIÓN

DE

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VENTILADORES,

SOPLANTES

Y

Los criterios para la selección del tipo de aparato más adecuado para la impulsión de gases son en principio los mismos que para la selección del tipo de bomba. Se han de tener en cuenta, por un lado, las propiedades del gas y por otro, las condiciones de la impulsión. En principio, el primer factor a considerar es la presión de descarga que se ha de alcanzar, o mejor dicho, el "salto de presión" requerido. Ello determina la selección entre los tres grandes tipos de aparatos (ventiladores, soplantes y compresores). Dentro de cada grupo deben conocerse, además del caudal, las condiciones particulares de cada caso (funcionamiento continuo o intermitente, etc.). En la figura siguiente se muestra un ejemplo, en el que aparecen las zonas de presión y caudal aptas para cada tipo. La utilización de estos gráficos es similar a la de los correspondientes a las bombas.

Gráfica comparativa de los diversos tipos de ventiladores soplantes y compresores: Ventiladores 1. Soplantes de desplazamiento positivo: de tornillo 2; de lóbulos rectos 3, de paletas 4. Compresores: alternativos de un cilindro 5; axiales de múltiples etapas 6; centrífugos de múltiples etapas 7; centrífugos de una sola etapa 8. Por otra parte, si se representa el coste del motor de impulsión como porcentaje del coste del compresor, en función de la velocidad de giro del motor, se observa que el coste mínimo se encuentra para velocidades de 1000 a 2000 r.p.m. Motores de estas características se pueden acoplar directamente a compresores rotativos y centrífugos, incidiendo favorablemente en su coste. Otros factores dignos de consideración a la hora de seleccionar el aparato más adecuado serán su flexibilidad, hermeticidad, ruido, posible contaminación del gas, exigencias de cimentación, mantenimiento, repuestos, etc.

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CARACTERÍSTICAS DE RENDIMIENTO Y DE SELECCIÓN DE LA BOMBA Características de rendimiento de la bomba El aumento de carga real ganado por el fluido a través de una bomba se puede determinar mediante un arreglo experimental que se muestra en la figura "disposición experimental característica para determinar el aumento de carga ganado por un fluido que circula a través de una bomba". La potencia ganada por el fluido está expresada en términos de caballos de potencia tradicionalmente se denomina fuerza o potencia hidráulica. Además de la carga o potencia agregada al fluido, la eficiencia total está dada por: Donde el denominador representa la potencia total aplicada al eje de la bomba y a menudo se denomina potencia al freno. La eficiencia total de la bomba es afectada por las pérdidas hidráulicas en la bomba y además por las pérdidas mecánicas en los cojinetes y los sellos. También puede haber algo de perdida de potencia debido a fuga del líquido entre la superficie trasera de la placa del cubo del impulsor y la caja, o a través de otros componentes de la bomba. El rendimiento volumétrico de la bomba es el cociente que se obtiene al dividir el caudal de líquido que comprime la bomba y el que teóricamente debería comprimir, conforme a su geometría y a sus dimensiones. Dicho en otros términos el rendimiento volumétrico expresa las fugas de líquido que hay en la bomba durante el proceso de compresión, fugas que se deben a las holguras existentes en el interior de los componentes de la bomba. El rendimiento volumétrico es un factor de la bomba muy importante, pues a partir de él se puede analizar la capacidad de diseño y el estado de desgaste en que se encuentra una bomba, así si el rendimiento volumétrico disminuye con una alta tasa de cambio, el desgaste de sus elementos ya es demasiado. El rendimiento volumétrico se ve afectado también por la presión del fluido hidráulico que se transporta y también por la temperatura del mismo. Rendimiento mecánico El rendimiento mecánico mide las pérdidas de energía mecánica que se producen en la bomba, debidas al rozamiento y a la fricción de los mecanismos internos. Es esencial evitar la fricción y el rozamiento en el interior de la bomba, de tal manera que la energía que se comunica al eje de la bomba se invierta, en el mayor grado posible en aumentar la presión del líquido y no en vencer rozamientos y fricciones excesivas entre las partes mecánicas de la bomba. En términos generales se puede afirmar que una bomba de bajo rendimiento mecánico es una bomba de desgaste acelerado, principalmente debido al rozamiento que sufre las partes en movimiento.

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Rendimiento total o global El rendimiento total o global es el producto de los rendimientos volumétrico y mecánico. Se llama total porque mide la eficiencia general de la bomba en su función de bombear líquido a presión, con el aporte mínimo de energía al eje de la bomba. Esta consideración, de aporte mínimo de energía a los mecanismos del avión, es general y muy importante en la ingeniería aeronáutica, debido a que toda la energía se obtiene de los motores. Así pues el rendimiento total se expresa como el consumo de energía necesario para producir la presión hidráulica nominal del sistema. Carga de Aspiración neta positiva (CANP o NPSH) Sobre el lado de aspiración de una bomba es común que haya bajas presiones, con la posibilidad concomitante de que dentro de la bomba ocurra cavitación. La cavitación ocurre cuando la presión del fluido en un punto dado es menor que la presión del vapor del líquido. Cuando ocurre esto se forman burbujas de vapor y este fenómeno puede provocar una reducción de la eficiencia, así como un daño estructural de la bomba. Para caracterizar el potencial de cavitación se usan la diferencia entre la carga total sobre el lado de aspiración, cerca de la entrada del impulsor de la bomba y la carga de presión de vapor del líquido. La NPSH: La caída interna de presión que sufre un fluido cuando este ingresa al interior de una bomba centrífuga. Cuando el fluido ingresa a una bomba centrífuga, lo hace siempre por el centro del rodete impulsor, lugar en donde toma contacto con las paletas de dicho rodete para ser luego impulsado hacia la periferia de la bomba. Pero, al hacer contacto con dicha paletas, el fluido sufre lo que se denomina "Efecto de la Proa de Fuhrmann". Este efecto, establece que el fluido, que ya ha pasado por las pérdidas de fricción y de accesorios del sistema de tuberías, aún continúa perdiendo presión esta vez dentro de la bomba centrífuga, al reacomodarse al contorno de la paleta, en cuya punta el fluido choca contra el extremo, se reacomoda rápidamente, aumenta su velocidad, y por ende disminuye su presión. Otro factor que determina esta caída de presión es el hecho de que el flujo ingresa al centro del rodete de forma axial, y se debe reorientar para seguir el contorno de las paletas. La NPSH es un parámetro importante en el diseño de un circuito de bombeo: si la presión en el circuito es menor que la presión de vapor del líquido, éste entrará en algo parecido a la ebullición: se vaporiza, produciéndose el fenómeno de cavitación, que puede dificultar o impedir la circulación de líquido, y causar daños en los elementos del circuito. En las instalaciones de bombeo se debe tener en cuenta la NPSH referida a la aspiración de la bomba.

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Distinguiéndose dos tipos de NPSH: NPSH requerida: es la NPSH mínima que se necesita para evitar la cavitación. Depende de las características de la bomba, por lo que es un dato que debe proporcionar el fabricante en sus curvas de operación.

Donde Hz es la presión mínima necesaria a la entrada del rodete, en m.c.l. (metros de columna de líquido).

Es la presión cinética correspondiente a la velocidad de entrada del líquido en la boca de aspiración, en m.c.a. (para Va en m/s).

NPSH disponible: depende de las características de la instalación y del líquido a bombear.

Donde Es el peso específico del líquido (N/m3). Pa es la presión en el nivel de aspiración, en Pa Ha es la altura geométrica de aspiración en m.c.l. hf es la pérdida de carga en la línea de aspiración, en m.c.l. Pv es la presión de vapor del líquido a la temperatura de bombeo, en Pa La NPSH disponible debe ser mayor que la NPSH requerida para evitar la cavitación. Las causas más frecuentes de que esta condición no se cumpla son dos:



Aumento de la pérdida de carga en la línea de aspiración, bien por obstrucción de la tubería o filtro de aspiración, bien por funcionamiento de la bomba con la válvula de aspiración semicerrada.



Aumento de la presión de vapor del líquido al aumentar su temperatura, por ejemplo si el líquido a bombear se refrigera previamente, y esta refrigeración falla.

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Tipos de pérdida Las pérdidas de energía en el interior de la bomba son de tres especies: Pérdida hidráulica: debido a un frotamiento continuo para accidentales que el líquido encuentran al atravesar la bomba. Pérdidas volumétricas: Dividas a las fugaces que eventualmente se pueden producir al pasar el líquido a través de la bomba, las obras pueden ser diferencias de presiones, o que existe entre las partes fijas y móviles de la bomba. Otras fugas importantes son por creación de gases o vapores y ocupar un volumen concentrado en el interior de la bomba lo que provoca la disminución del caudal. Pérdida mecánica: debido a los frotamientos mecánicos en el las partes fijas y las partes de la bomba, como por ejemplo en el pernos y cojinetes, entre pistones y cilindros, etc. Características del Funcionamiento de las Bombas a Velocidad Constante El rendimiento de una bomba varía considerablemente dependiendo de las condiciones bajo las cuales esté operando. Por tanto, cuando se selecciona una bomba para una situación dada, es importante que la persona encargada de realizar dicha selección tenga información relativa el funcionamiento de las distintas bombas entre las que vaya a realizarse la elección. El fabricante de bombas suele tener información de este tipo, basada en ensayos de laboratorio, sobre su catálogo de bombas estándar. Sin embargo, algunas veces las bombas de gran capacidad se fabrican a medida. A menudo se fabrica y se ensaya un modelo de tal bomba entes de realizar el diseño final del prototipo de la bomba. Aun cuando algunas bombas centrífugas son accionadas por motores de velocidad variable, la forma más frecuente de operación de las bombas es a velocidad constante. La forma de los impulsores y de los alabes y su relación con la envolvente de la bomba dan lugar a variaciones en la intensidad de las pérdidas por choque, la fricción del fluido y la turbulencia. Dichos parámetros varía con la altura y el caudal, siendo responsables de las grandes modificaciones en las características de las bombas. La altura en vacío es la que desarrolla la bomba cuando no hay flujo. En el caso de las bombas centrífugas de flujo mixto, la altura en vacío es alrededor de un 10 por 100 mayor que la altura normal, que es la que corresponde al punto de máximo rendimiento, mientras que en el caso de las bombas de flujo axial la altura en vacío puede ser hasta tres veces la altura normal. La elección de una bomba para condiciones determinadas dependerá de la velocidad de giro del motor que la acciona. Si la curva característica de una bomba para una velocidad de giro dada es conocida, la relación entre la altura y el caudal para velocidades de giro distintas puede deducirse a partir de ecuaciones.

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Cavitación en las Bombas

Un factor importante para el funcionamiento satisfactorio de una bomba es evitar la cavitación, tanto para obtener un buen rendimiento como para evitar daños en el impulsor. Cuando un líquido pasa por el impulsor de una bomba, se produce un cambio de presión. Si la presión absoluta de un líquido cae por debajo de s presión de vapor, se producirá cavitación. Las zonas de vaporización obstruyen el flujo limitando la capacidad de la bomba. Cuando el fluido avanza a una zona de mayor presión, las burbujas colapsan y su implosión puede producir un picado del impulsor la cavitación suele producirse con más frecuencia cerca de la salida (periferia) de los impulsores de flujo radial y mixto, donde se alcanzan las velocidades mayores. También puede aparecer en la aspiración del impulsor, donde las presiones son menores. En el caso de las bombas de flujo axial, la parte más vulnerable a la cavitación es el extremo de los alabes. Para las bombas se define el parámetro de cavitación como para evitar que se produzca cavitación, la bomba debe funcionar de manera que sea mayor que c. Esto puede conseguirse seleccionando el tipo, tamaño de bomba y la velocidad de funcionamiento adecuados, y situando la bomba en el punto y a la elevación correcta dentro del sistema. La cavitación ocurre cuando la presión absoluta dentro de un impulsor cae por debajo de la presión del vapor del líquido y se forman burbujas de vapor. Estos se contraen más adelante en los alabes del impulsor cuando llegan a una región de dispersión más alta. La cavitación de la bomba se nota cuando hay uno o más de las siguientes señales: ruido, vibración, caída en la curva de capacidad de carga y eficiencia, con el paso del tiempo, por los daños en el impulsor por picaduras y erosión. Como todas estas señales son inexactas, se hizo necesario aplicar ciertas reglas básicas para establecer cierta uniformidad en la detección de la cavitación.

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Conclusión. Después de finalizar el presente trabajo he notado la importancia que tienen las bombas, compresores, ventiladores, y turbinas en nuestra vida diaria, también la relevancia que tienen en la tecnología mecánica.

Ahora bien, lo que se buscó con este trabajo es encontrar la manera de elegir con un buen criterio y además de un buen sentido mecánico nuestra máquina de fluido incompresible (las bombas, compresores, ventiladores, y turbinas) que vayamos a utilizar, dependiendo el uso, la necesidad que tengamos y el lugar donde la necesitaremos. Se sabe que en el mercado existen una gama de diferentes maquinas, pero siempre hay que buscar la adecuada. Se sabe que en el mercado existen una gama de diferentes maquinas, pero siempre hay que buscar la adecuada para el uso y nuestro bolsillo. Este trabajo es realmente importante para mi desarrollo profesional y para la consulta de todos los estudiantes y personas interesadas en esta materia. De igual forma se puede decir que es fundamental para ampliar y profundizar mucho más en lo que son la turbo máquinas y su utilidad en nuestra sociedad.

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Máquinas de Fluidos Incompresibles

Referencia Bibliográfica.

 Mataix, Claudio (1986). Mecánica de Fluidos y Máquinas Hidráulicas. Segunda Edición. España: Ediciones del Castillo S.A.  Pfleiderer, G. (1960). Bombas Centrífugas y Turbocompresores. Editorial Labor.  http://es.wikipedia.org/wiki/M%C3%A1quina_hidr%C3%A1ulica  Kenneth J. (1998). Bombas, Selección, Uso y Mantenimiento. México: Editorial McGraw-Hill

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