Sistema de Bombeo Fluidos II Davis
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MECANICA DE FLUIDOS II
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SISTEMA DE BOMBEO
I. RESUMEN:
Nuestro territorio presenta una serie de cambios topográficos, que impiden
muchas veces el paso de un canal para la conducción de agua, por lo que se hace
necesario la construcción de una tubería, que para vencer las elevadas
diferencias de cotas topográficas requiere de un bomba que impulse el líquido
hasta la zona donde se descargará, normalmente un pueblo o algún reservorio.
II. INTRODUCCIÓN.
Un sistema de bombeo consiste en un conjunto de elementos que
permiten el transporte a través de tuberías y el almacenamiento temporal de
los fluidos, de forma que se cumplan las especificaciones de caudal y
presión necesarias en los diferentes sistemas y procesos. Esta publicación
se limita al estudio del transporte de fluidos newtonianos
incompresibles, y más concretamente de líquidos.
El sistema de bombeo es muy importante para burlar pendientes bruscas
encontradas en campo, al momento de hacer un proyecto de abastecimientos
de agua de una población q se encuentra en una cota superior a la de la
captación del agua, por tal razón en el presente informe diseñaremos un
sistema de bombeo, conformada por una bomba que genere una presión mínima
para que el sistema funcione satisfactoriamente, así también calcularemos el
diámetro mínimo de succión e impulsión.
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III. OBJETIVOS.
GENERAL.
Calcular que tipo de bomba o motobomba necesaria para el sistema
de bombeo.
Calcular el diámetro de la tubería de la captación hasta el
reservorio.
ESPECICFICOS.
Calcula el diámetro económico de la tubería de impulsión.
Calcula el diámetro de la tubería de succión.
Calcular la potencia de la bomba necesaria para que el sistema de
bombeo funcione correctamente.
IV. JUSTIFICACIÓN:
Las condiciones topográficas de nuestro territorio son diversas y muy
accidentadas, la necesidad de abastecer con agua a ciertas zonas alejadas de
fuentes nos lleva realizar un estudio minucioso acerca de la construcción de
estructuras que faciliten la solución de este problema de una manera eficiente,
por lo que se realiza, en este caso, el estudio de una motobomba.
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V. REVISIÓN DE LITERATURA.
1. BOMBA HIDRÁULICA.-
Una bomba hidráulica es una máquina generadora que transforma la
energía (generalmente energía mecánica) con la que es accionada en
energía hidráulica del fluido incompresible que mueve. El fluido
incompresible puede ser líquido o una mezcla de líquidos y sólidos como
puede ser el hormigón antes de fraguar o la pasta de papel. Al
incrementar la energía del fluido, se aumenta su presión, su velocidad o
su altura, todas ellas relacionadas según el principio de Bernoulli.
2. DEFINICIÓN DE SISTEMAS DE BOMBEO.-
Un sistema de bombeo consiste en un conjunto de elementos que
permiten el transporte a través de tuberías y el almacenamiento
temporal de los fluidos, de forma que se cumplan las especificaciones de
caudal y presión necesarias en los diferentes sistemas y procesos. Esta
publicación se limita al estudio del transporte de fluidos newtonianos
incompresibles, y más concretamente de líquidos.
3. TIPOS DE BOMBAS
Bomba de lóbulos dobles. Bomba de engranajes.
Bomba rotodinámica axial.
Bomba centrífuga de 5 etapas.
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Esquema de una bomba instalada por encima del nivel de agua.
En un circuito como el mostrado en el esquema adjunto sin ningún
dispositivo adicional, al detener la bomba centrífuga el fluido del circuito de
aspiración cae hacia el depósito vaciándose la bomba por el vacío creado por el
circuito primario.
La altura de elevación H que proporciona la bomba es siempre la misma y
responde a la siguiente fórmula:
Donde PI es la presión de impulsión, PA es la presión de aspiración, ρ es la
densidad del fluido y g la aceleración de la gravedad.
Despejando la diferencia de presiones se tiene que:
De esta fórmula se puede observar que la diferencia de presiones que
consigue la bomba entre la impulsión y la aspiración es mayor cuanto mayor sea
la densidad del fluido a mover. De tal forma que para el caso concreto del agua
se tiene:
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Con lo cual:
Es decir, si la bomba está llena de aire la presión de aspiración es
0,00129 veces la que conseguiría dicha bomba si estuviese llena de agua, es
decir, si estuviese cebada. Por lo que si la bomba está vacía la altura que se
eleva el agua en el circuito de aspiración sobre el nivel del agua en el depósito
es mínima y totalmente insuficiente para que el agua llegue a la bomba.
ASPIRACIÓN.
Al comunicarse energía mecánica a la bomba, ésta comienza a girar y con esto
se genera una disminución de la presión en la entrada de la bomba, como el depósito de
aceite se encuentra sometido a presión atmosférica, se genera entonces una
diferencia de presiones lo que provoca la succión y con ello el impulso del aceite hacia
la entrada de la bomba.
DESCARGA.
Al entrar aceite, la bomba lo toma y lo traslada hasta la salida y se asegura por
la forma constructiva que el fluido no retroceda. Dado esto, el fluido no encontrará
mas alternativa que ingresar al sistema que es donde se encuentra espacio disponible,
consiguiéndose así la descarga.
Las bombas son clasificadas normalmente por su salida volumétrica y presión.
La salida volumétrica es la cantidad de líquido que una bomba puede entregar a su
puerto de salida en cierto periodo de tiempo a una velocidad dada. La salida
volumétrica se expresa generalmente en galones por el minuto (gpm).
Dado que los cambios en la salida volumétrica afectan la velocidad de la bomba,
algunas bombas son clasificadas por su desplazamiento. El desplazamiento de la bomba
es la cantidad de líquido que la bomba puede entregar por ciclo. Puesto que la mayoría
de las bombas utilizan una impulsión rotatoria, el desplazamiento se expresa
generalmente en términos de pulgadas cúbicas por revolución.
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CLASIFICACIÓN DE LAS BOMBAS.
CILINDRADA.
Se refiere al volumen de aceite que la bomba puede entregar en cada revolución.
Dónde:
D = Diámetro mayor del engranaje
d = Diámetro menor del engranaje
l = Ancho del engranaje
Unidades: cm3/rev
Caudal Teórico:
Es el caudal que de acuerdo al diseño, debiera entregar la bomba
(caudal Ideal)
Donde:
C = Cilindrada (cm3/rev)
N = Rpm (1/rev)
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Rendimiento Volumétrico:
Donde:
QR = Caudal Real
QT = Caudal Teórico
DETERMINACIÓN DE LA TUBERÍA
En este apartado se exponen algunas consideraciones acerca de cómo
seleccionar una tubería para una instalación determinada. Los parámetros
fundamentales son el material, el diámetro y el espesor. Como suele suceder, la
elección debe basarse en consideraciones económicas, aunque este aspecto se
tratará con más profundidad posteriormente.
SELECCIÓN DEL DIÁMETRO
A la hora de decidir qué diámetro de tubería se va a utilizar, es
fundamental procurar ceñirse a diámetros normalizados. Incluso es muy
conveniente tener en cuenta las disponibilidades de los proveedores habituales,
porque si se encargan 16.23m de tubería de
154.2mm de diámetro, pueden responderle preguntando si se prefiere en verde
fosforito o en rosa fucsia.
Los diámetros más grandes hay que construirlos a base de doblar y soldar
chapa. En este caso se dispone de mayor libertad, aunque no conviene poner
demasiados decimales para evitar que las risas de los operarios del taller se oigan
muy lejos.
Hay dos métodos rápidos para definir una primera aproximación del
diámetro: por medio de la velocidad del fluido, y por la pérdida de carga. Para
hallar el diámetro óptimo hay que hacer un análisis económico en el que intervienen
también el material, espesor, coste de mano de obra, amortización. Si el coste de
la tubería dentro de la instalación no es elevado pueden ser suficientes los
dos métodos que se describen a continuación.
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Selección por la velocidad La forma más elemental de determinar el diámetro consiste en, conocido
el caudal, fijar la velocidad arbitrariamente. El árbitro es la experiencia. En la
tabla 2.3 se dan algunos valores orientativos. La tabla 2.4 ofrece velocidades más
precisas, en función del diámetro, para agua, aunque no dejan de ser
aproximaciones. Como se puede observar, en la aspiración de las bombas las
velocidades son inferiores para paliar en parte el riesgo de cavitación.
Velocidades de flujo utilizadas habitualmente
FLUIDO
UTILIZACIÓN
VELOCIDAD m/s
Agua
Agua en general aspiración
Impulsión
Distribución en poblaciones línea principal
red de distribución
Turbinas baja altura
gran altura Alimentación de calderas aspiración
impulsión
Con sólidos en suspensión
0.5 - 1.5
1.0 - 3.0
1.0 - 2.0
0.5 - 1.2
3.0
3.0 - 7.0 0.3 - 0.5
2.0 - 2.5
0.5 - 2.0 Aceites
Ligeros Pesados (dependiendo de la necesidad)
1.0 - 2.0 0.5 - 2.0
Aire
Baja presión
Alta presión
12 - 15
20 - 25
Velocidades para agua según el diámetro de la tubería
Diámetro Aspiración(m/s) Impulsión(m/s)
mm Pulg. 25 1 0.5 1.00 50 2 0.5 1.10 75 3 0.5 1.15 100 4 0.55 1.25 150 6 0.60 1.50 200 8 0.75 1.75 250 10 0.90 2.00 300 12 1.40 2.65
> 300 > 12 1.5 3.00
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Selección por la pérdida de carga.
Se puede definir el diámetro a partir de una pérdida de carga
preestablecida. Este método se utiliza en sistemas de presión, cuando es
necesario mantener las pérdidas por debajo de unos niveles aceptables. El
diámetro se calcula iterativamente con la fórmula de la pérdida de carga en función
del caudal, como ya se ha descrito anteriormente. Valores típicos para la pérdida de
carga son:
- Aspiración de bombas: de 0,01 a 0,25 bar por cada 100 m de tubería,
dependiendo del NPSH (consultar el apartado sobre cavitación en bombas).
- Impulsión: de 0.1 a 1.4 bar por 100m. Se suelen tomar menores pérdidas
cuanto mayor es el caudal, pues el mayor ahorro de energía hace más
rentable el aumento de la sección. En la tabla 2.5 se ofrece un ejemplo.
Pérdidas de carga recomendadas en función del caudal
Perdidas bar/100 m de tubería
Caudal (m3/s)
0.5 – 1.4 0.3 – 1.1 0.2 – 0.9 0.1 – 0.5
Hasta 0.008 0.008 – 0. 015 0.015 – 0.040 Más de 0.004
MATERIALES
Como materiales comunes en tuberías están: hierro y acero -en sus
diferentes composiciones, tratamientos y recubrimientos-, cemento -más o menos
armado y reforzado-, fibra de vidrio - con las demás fibras y resinas asociadas-,
cobre y plásticos varios: PVC y otros compuestos.
Lo primero que se debe tener en cuenta es el espesor necesario,
impuesto por la presión a soportar. En caso de presiones muy elevadas el material
más recomendable es el acero. Otros factores a tener en cuenta son: la
corrosión, la facilidad de instalación y realización de las uniones, la variación de
la resistencia con la temperatura y la resistencia frente a cargas externas.
Las tuberías de gran diámetro sometidas a una presión considerable, por
ejemplo para centrales hidroeléctricas y traídas de agua, se suelen realizar en
acero o cemento reforzado. Cuando la presión es pequeña se tiende más al cemento
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y el fibrocemento, sin despreciar las otras fibras e incluso el plástico. En las
tuberías de diámetro pequeño la variedad es muy amplia. El cobre y los plásticos
están sustituyendo al acero galvanizado en la distribución de agua potable, y los
plásticos han vencido la batalla en los desagües de pequeño diámetro. El acero
sigue siendo básico en calefacción porque la resistencia de los plásticos se ve
afectada por la temperatura.
PRESIÓN DE DISEÑO
La resistencia de las tuberías normalizadas viene dada por lo que se
denomina su presión nominal. En el diseño se selecciona, por tanto, el material de la
tubería, el diámetro y la presión nominal. Si se elige un diámetro que no esté
normalizado se debe calcular el espesor en lugar de la presión nominal.
Los factores que se deben tener en cuenta para calcular la resistencia de la
tubería son, básicamente:
- La presión máxima de funcionamiento.
- Las sobrepresiones provocadas por los transitorios.
- La variación de las propiedades del material con la
temperatura y la carga prolongada (especialmente para los plásticos).
- Los daños resultantes del transporte, instalación, ataques químicos y
envejecimiento.
- Las cargas exteriores: esfuerzos de los soportes, tensiones de
montaje, presión exterior en las tuberías enterradas, etc.
La presión máxima de funcionamiento en un sistema de flujo por gravedad
viene dada por la altura del depósito. En un sistema de bombeo se puede
tomar la presión de la bomba cuando el caudal es nulo. Evidentemente, estas
presiones máximas no son las mismas para toda la tubería.
Las sobrepresiones provocadas por los transitorios no son fáciles de
predecir. En un capítulo posterior se hacen unas consideraciones sobre cómo
realizar un estudio adecuado. Algunas normas ofrecen reglas aproximadas
sustitutivas de un cálculo detallado, pero las instalaciones particulares -y la
mayor parte de las instalaciones construidas son particulares- pueden llegar a
valores puntuales muy superiores a los de las reglas aproximadas.
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En ciertos casos, sobre todo con los mayores diámetros, hay que
considerar también el vacío provocado por los transitorios. Este vacío puede
llegar a colapsar una tubería de acero arrugándola y aplastándola como si fuera
de papel.
En cuanto a la temperatura, puede servir como ejemplo que la
resistencia del PVC se ve reducida a la mitad cuando la temperatura aumenta
de 20 a 45ºC. Las tuberías de plástico sufren también una reducción de su
resistencia cuando permanecen sometidas a presión durante un tiempo
prolongado.
Los daños debidos al transporte y a una instalación defectuosa
no se pueden determinar previamente con exactitud. Se suelen tener en
cuenta dentro del factor de seguridad. Esto no exime al ingeniero de su
responsabilidad de supervisar la construcción de la instalación. El riesgo de
corrosión y envejecimiento es más previsible, y se puede paliar con materiales
y recubrimientos adecuados.
La resistencia de las tuberías a las cargas exteriores suele venir
especificada en la normativa. El cálculo de estas cargas es complejo, y se hace
necesario acudir a la bibliografía especializada. En el caso de una tubería
enterrada, por ejemplo, la carga depende del diámetro de la tubería,
características del suelo, ancho y profundidad de la zanja, método y
compactación del relleno, etc. En instalaciones que no sean comprometidas se
suele asumir que el factor de seguridad es suficiente para tener estas cargas
en cuenta.
Las normas exigen que una tubería de una determinada presión nominal
sea capaz de superar una prueba de presión con valores varias veces la nominal.
Es decir, se cuenta ya con un factor de seguridad. En la mayor parte de las
aplicaciones es adecuado determinar la presión nominal a partir de la
presión máxima de funcionamiento y las sobrepresiones provocadas por los
transitorios:
Siendo:
PN presión nominal.
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Po presión máxima de funcionamiento.
Pt sobrepresión debida a los transitorios.
De esta forma el factor de seguridad impuesto por la normativa engloba
el resto de las sobrecargas imprevistas que puedan aparecer.
Si no se trabaja con tuberías normalizadas, se puede calcular el
espesor necesario a partir de la presión de diseño Pd:
Pd = (Po + Pt) FS
Es recomendable que el factor de seguridad (FS) sea al menos 2 ó 3. Esto no
quiere decir que no se puedan tener problemas si en un sistema se da una
adecuada -más bien desgraciada- combinación de factores. Es decir, que el
factor de seguridad no puede reemplazar al buen juicio y cálculo del ingeniero.
Advertencia: Las tuberías de acero para pequeños diámetros no se fabrican en
gamas amplias de presiones. Es fácil encontrarse con unos pocos tipos de
tuberías (con soldadura, sin soldadura, estirado, galvanizado) comprobados
según normas a 40 ó 60 bares y utilizados para todo tipo de instalaciones cuya
presión de trabajo es inferior a 20 bares. No ocurre lo mismo con las
bridas y otros accesorios, que cambian significativamente con la presión
nominal.
TIPOS Y CARACTERÍSTICAS
Bombas Rotodinámicas
La primera clasificación posible de las bombas es separarlas en el grupo de
bombas de desplazamiento positivo y bombas rotodinámicas. Las primeras operan de
forma volumétrica: desplazan un determinado volumen por unidad de tiempo,
independientemente de la presión. Son bombas de émbolos, paletas, engranajes, etc.,
utilizadas en oleohidráulica, donde se requieren unos caudales ínfimos con presiones
muy elevadas. En esta publicación no se va a estudiar más sobre estas bombas.
Las bombas rotodinámicas, en cambio, consiguen incrementar la energía del fluido a
base de aumentar la energía cinética -por medio de la deflexión y el efecto
centrífugo que provocan los álabes del rodete- recuperando esta energía
posteriormente en forma de presión.
Siendo:
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Pc Presión crítica de aplastamiento. E Módulo de elasticidad. σ Constante de Poisson del material.
El conjunto de esfuerzos de aplastamiento debido al vacio -del
funcionamiento estacionario o de los transitorios- y a la carga externa debe ser
menor que esta presión crítica, con cierto coeficiente de seguridad comprendido
entre 2 y 3.
En las figuras anteriores pueden verse esquemas de bombas rotodinámicas de
los tres tipos citados.
La utilización de bombas axiales está indicada cuando se necesitan grandes
caudales con pequeñas alturas de elevación. Las centrífugas, cuando se necesitan
grandes alturas y pequeños caudales. Las bombas mixtas constituyen un caso
intermedio.
Hay otras muchas características que hacen a las bombas
susceptibles de clasificaciones distintas, y así se pueden tener bombas de una o
varias etapas, bombas de cámara partida, bombas autoaspirantes, bombas
sumergibles, bombas horizontales o verticales, etc.
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CURVA CARACTERÍSTICA
La altura de elevación de una bomba rotodinámica depende
fundamentalmente del caudal que circula por ella, lo que quiere decir que va a
estar definida por su acoplamiento con el sistema. Si se considera la bomba de
forma aislada, la curva que representa la altura proporcionada por la bomba en
función del caudal se llama curva característica.
La figura de la izquierda muestra una curva característica típica de una bomba
centrífuga, y la figura de la derecha la de una bomba axial. La pendiente de ambas
curvas es negativa, lo que quiere decir que cuanto mayor sea la altura que el sistema
exija, menor es el caudal que la bomba puede proporcionar.
Algunas bombas tienen curvas H-Q con pendiente positiva en la zona de
caudales inferiores. Es conveniente alejarse de esas zonas porque se puede producir
un funcionamiento inestable de la instalación.
La potencia requerida por la bomba también depende del caudal. Tiende a
aumentar con él en las bombas centrífugas y a disminuir en las axiales.
La potencia hidráulica, es decir, la suministrada por la bomba al fluido, es:
Y el rendimiento de la bomba viene definido por:
PUNTO DE OPERACIÓN Combinación Con El Sistema
Como se ha dicho, el caudal que circula por la bomba y, por tanto, la
altura de elevación que proporciona, están condicionados por la interacción bomba-
sistema. El punto de funcionamiento (QB , HB) vendrá dado por el corte de la curva
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resistente del sistema con la curva característica de la bomba. En el ejemplo de la
figura anterior se utiliza una bomba para subir fluido del depósito inferior A al
superior B. La altura que proporciona la bomba se emplea en vencer la pérdida de
carga y en superar la diferencia de altura entre los depósitos. Si la resistencia de
la tubería fuese mayor -una válvula en serie algo más cerrada, por ejemplo-, la
bomba tendría que proporcionar más altura, y esto repercutiría en un menor
caudal. Lo contrario sucede si se disminuye la resistencia. Más adelante se verá
este método como sistema de regulación.
CONSIDERACIONES SOBRE LA PRESIÓN Y SOBRE LA POTENCIA
La altura de elevación generada en una bomba se puede conocer midiendo la
presión a la entrada y a la salida. Pero hay que tener en cuenta que la altura, además
de la diferencia de presión, incluye la diferencia de energía cinética, de cota, y las
pérdidas entre los puntos de medida:
Figura Grupo motor-bomba
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Potencia eléctrica
En el caso de que la bomba esté accionada por un motor eléctrico, la
potencia eléctrica se puede calcular a partir de la potencia hidráulica generada,
teniendo en cuenta los rendimientos de la bomba y el motor:
Arranque y potencia máxima
Debe procurarse arrancar las bombas en el punto de funcionamiento que
requiera menor potencia, para no sobrecargar el motor. En las bombas
centrífugas esto se consigue con el caudal mínimo, y en las axiales con el caudal
máximo.
Los motores suministrados por los fabricantes pueden -suelen- no cubrir
todo el rango de caudales. Se supone que no van a trabajar muy lejos del punto de
máximo rendimiento. Esto implica que no deben funcionar de forma continua con
caudales máximos las bombas centrífugas, ni con caudales mínimos las axiales. Las
bombas mixtas consumen la máxima potencia en una zona intermedia de la curva
característica, por lo que presentan menos problemas.
Inercia
El momento de inercia de las partes giratorias de la bomba y el motor
respecto de su eje es calculado u obtenido experimentalmente por el fabricante
para determinar el par de arranque máximo necesario en el motor. También se
utiliza en el cálculo del golpe de ariete producido al parar la bomba.
BOMBAS EN SERIE Y EN PARALELO
En ocasiones se utilizan varias bombas trabajando en serie o en paralelo
sobre el mismo circuito. Esto puede resultar útil como sistema de regulación, o
cuando se requieren características muy variables.
Cuando varias bombas se colocan en serie, se pueden sustituir, para el
cálculo, por otra bomba hipotética que genere una altura suma de las individuales
para cada caudal.
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Figura 1 Bombas en serie
De la misma forma, varias bombas en paralelo darán una curva característica conjunta
en la que se suman los caudales para cada altura.
Figura Bombas en paralelo
Para colocar bombas en serie, y sobre todo en paralelo, es conveniente
que sean
Similares, mejor aún si son idénticas, para evitar que alguna de ellas trabaje
en una zona poco adecuada. En el caso de bombas con curva característica
inestable (pendiente positiva en alguna zona) conviene prestar especial cuidado,
como se verá más adelante.
Una advertencia importante: cuando en un sistema dado se colocan varias
bombas en serie, el punto de funcionamiento no es la suma de las alturas que
cada bomba daría si estuviese conectada al circuito ella sola. En el ejemplo de
la figura 1 se puede ver que ninguna de las bombas sería capaz por sí misma de
vencer la diferencia de altura inicial. El conjunto de las bombas se representa por
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la curva característica conjunta, y ésta tendrá su punto de corte con la curva
resistente, que no tiene nada que ver con el funcionamiento de cada bomba en
solitario con el circuito. En el caso de bombas en paralelo sucede algo similar.
LA CAVITACIÓN EN BOMBAS
DEFINICIÓN.-
Durante la entrada del flujo en el rodete de una bomba se produce una
aceleración que, cuando la presión es suficientemente baja, genera la formación de
burbujas de vapor. Esto tiene dos efectos sobre el funcionamiento de la bomba.
En primer lugar, la cavitación erosiona el rodete y, con el tiempo, lleva a su
destrucción. En segundo lugar, cuando la cavitación es fuerte disminuye la altura de
elevación.
Efecto de la cavitación sobre la curva característica
Se suele hablar de cavitación incipiente cuando el tamaño de las burbujas
es muy
pequeño y no son apreciables los efectos sobre la curva característica, y se
habla de cavitación profunda o desarrollada si las burbujas son mayores. El
efecto de erosión puede ser más grave en la cavitación incipiente que en la
desarrollada.
NPSH
Para evitar la cavitación, hace falta mantener una presión suficiente, por
encima de la presión de vapor, en la entrada de la bomba. El valor necesario es
calculado por el fabricante como NPSHr (Net Positive Suction Head
requerido). Desde el punto de vista de la utilización, hay que asegurarse de
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que el NPSHd (disponible) en el sistema sea superior al NPSHr.
Bomba en la aspiración por encima de la presión de vapor.
Figura NPSHd de una bomba conectada a un depósito
Si la bomba está situada en la aspiración por debajo del nivel del depósito, z
tomará valores negativos, aumentado el NPSHd. Si el depósito no está
abierto, en vez de la presión atmosférica habrá que utilizar la presión
absoluta que exista en el depósito.
En caso de no tener un depósito como referencia, se puede calcular el
NPSHd a partir de la presión estática (relativa) en la aspiración de la bomba:
Otro factor a tener en cuenta es la variación del NPSHr con el caudal.
Cuanto mayor sea éste, mayor será la velocidad en la bomba y más próximo
el peligro de cavitación. La curva de NPSHr suele venir dada por los
fabricantes junto a la curva de ltura.
Variación del NPSHr con el caudal
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DISEÑO DE LA ASPIRACIÓN
La causa más frecuente del mal funcionamiento de las bombas es algún
problema en la aspiración. Una aspiración mal diseñada provoca que la
bomba cavite, con todos los inconvenientes comentados anteriormente.
Otro de los problemas de la aspiración es el cebado. Las bombas
situadas por encima del nivel del líquido que van a bombear no son capaces,
normalmente, de evacuar el aire de la tubería. Para ponerlas en marcha
hay que rellenar de líquido la tubería de aspiración, y esto es lo que se
denomina cebado.
MEJORA DEL NPSHd.
De los factores que influyen en el NPSHd únicamente se puede
actuar sobre dos: la cota piezométrica y las pérdidas de carga. En cuanto
a la cota es conveniente situar las bombas lo más cerca posible del nivel de
agua de aspiración. Lo ideal sería que estuvieran incluso por debajo.
Constructivamente no siempre es fácil, y en ocasiones hay que llegar a una
solución de compromiso.
Las pérdidas de carga en la aspiración se pueden reducir disminuyendo
la longitud de tubería y aumentando el diámetro. Ya se vio al hablar del
diámetro de las tuberías que en la aspiración de las bombas son
recomendables velocidades bajas. Los fabricantes de bombas acostumbran a
diseñarlas con un diámetro de aspiración mayor que el de impulsión. También
debe tenerse especial cuidado en evitar las pérdidas singulares:
válvulas, codos, derivaciones...
En ciertos casos se dispone una pequeña hélice, llamada inductor, antes
del rodete. La finalidad es aumentar ligeramente la presión en la aspiración,
alejándose así del riesgo de cavitación.
Es preferible que la boca de entrada de la tubería en el depósito
sea acampanada. Debe estar situada a suficiente profundidad para que no
arrastre aire de la superficie libre: se aconseja una profundidad mínima de
alrededor de un metro. El fondo debe estar al menos a medio diámetro de la
boca, y hay que procurar que el fluido tenga entrada libre por todas
lasdirecciones.
MECANICA DE FLUIDOS II
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Boca de entrada a una tubería
Para evitar la formación de bolsas de aire se suele dar una pequeña
pendiente a los tramos horizontales, y las posibles reducciones de sección son
excéntricas.
Pendiente de los tramos horizontales
VERTICES DE ENTRADA
Las posibilidades de cavitación aumentan si se forma un vórtice a la entrada,
es decir, si el fluido entra con un movimiento helicoidal. El aumento de
velocidad debido a la componente tangencial hace disminuir la presión. Las
bombas mixtas y axiales son especialmente sensibles a estas distorsiones de
entrada.
MECANICA DE FLUIDOS II
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La cercanía de las paredes laterales, el fondo, la superficie libre o las
entradas de otras bombas son frecuentes causas de generación de vórtices. En
las bombas mixtas y axiales, aparte de cuidar estas dimensiones y seguir con
cuidado las instrucciones del fabricante, se suelen colocar enderezadores de flujo
para romper los posibles vórtices). En los equipos grandes es frecuente realizar
ensayos con modelos a escala.
Vista en planta de un depósito y bocas de aspiración con enderezadores de flujo
CEBADO
Normalmente en las bombas situadas por encima del nivel de aspiración, la
tubería de aspiración y la misma bomba tienen que estar llenas de líquido para
poder arrancar. Si no se extrae el aire, la depresión que producen en la aspiración
es tan pequeña que no consiguen absorber el líquido. La causa es que la altura en las
bombas rotodinámicas viene dada por los triángulos de velocidades a la entrada y a
la salida del rodete. Conceptualmente, la altura que proporciona la bomba es
independiente de la densidad del fluido.
Por ejemplo, una bomba con una altura máxima de 100 m, llena de aire,
puede producir una depresión máxima de 100 m de columna de aire:
aproximadamente 0,1 m de columna de agua. Solo será capaz de evacuar el aire si
el nivel de agua está a menos de diez centímetros.
La solución más sencilla es colocar las bombas bajo carga. Muchas bombas
axiales y mixtas verticales deben tener al menos parte de la entrada sumergida
por problemas de cavitación, por lo que no necesitan ser cebadas. También se
construyen bombas sumergibles
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-perfectamente estancas- aunque están limitadas a caudales pequeños. En caso
de que la bomba esté situada por encima del nivel de aspiración se puede
escoger entre una bomba autocebante y un sistema de cebado.
Las bombas autocebantes tienen al menos una etapa capaz de trabajar
de forma volumétrica y hacer el vacío en la tubería de aspiración. Un ejemplo son
las bombas de canal lateral, que llenas de líquido tienen un funcionamiento
casi centrífugo mientras que parcialmente llenas de agua trabajan como una
bomba volumétrica de paletas. Esta solución hace muy fiable el funcionamiento
cuando se necesita realizar continuas paradas y arranques. El inconveniente es que
sólo son económicamente rentables para bajos caudales.
Sistema de cebado
Las bombas no autocebantes necesitan un sistema de cebado. Este puede
consistir en una válvula de pie y un by-pass desde la tubería de aspiración o
un pequeño depósito si la válvula de pie no tiene fugas puede mantener la
bomba cebada durante largos períodos de tiempo. Las bombas suelen
fabricarse con un pequeño orificio que permite tanto la purga de aire como
el cebado manual. Otra posible solución consiste en conectar a la tubería
de aspiración una bomba de vacío.
SELECCIÓN DE BOMBAS
SELECCIÓN A PARTIR DE LOS PARÁMETROS ADIMENSIONALES
Teóricamente la selección de bombas es un proceso similar al de
definición de las dimensiones principales en el diseño. Se parte de la altura de
elevación, el caudal y el NPSH. Con el caudal y el NPSH se define el diámetro de
entrada y la velocidad de giro, que debe estar limitada a valores prácticos: los
MECANICA DE FLUIDOS II
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posibles motores a emplear. Una vez hecho esto, y dependiendo de la velocidad
específica, se elige un tipo de máquina axial, mixta o radial. Para ese tipo de
máquina se busca el diámetro específico con el mejor rendimiento (teórico) posible
y ya se tiene así definido el tamaño.
En este proceso influye también el número de etapas o, en el caso de bombas
radiales, el haber elegido una bomba con doble entrada, pues cambia la velocidad
específica.
FACTORES QUE INFLUYEN EN LA SELECCIÓN
En la práctica es necesario un conocimiento completo del sistema y de sus
posibles variantes. Por ejemplo, para extraer agua de un pozo se puede utilizar:
- Una bomba en el exterior. Debe tener un NPSHr adecuado y ser
autocebante. En caso contrario deberá instalarse un sistema de cebado.
- Una bomba vertical con el motor exterior, pero la bomba, o al menos la
primera etapa, sumergida. No hay problemas de cavitación, pero la sujeción
de la bomba es más complicada.
- Una bomba totalmente sumergida. El motor debe ser
estanco.
Es aconsejable hacer una revisión de los catálogos disponibles o, mejor aún,
hacer la selección conjuntamente con los fabricantes, para decidir qué producto de
su gama se adapta mejor a las necesidades planteadas.
Aparte del caudal y la altura, algunas características del sistema que van a
influir en la elección de la bomba son:
- La posición de la bomba, ya comentada, que afecta el NPSHd y al
cebado.
- El diámetro de las tuberías, que determina las pérdidas de carga y, por
tanto, el punto de operación.
- El número y disposición -serie o paralelo- de las
bombas.
- El sistema y rango de
regulación.
MECANICA DE FLUIDOS II
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- Bombeo de líquidos viscosos. Afecta al punto de operación y a la
potencia.
- Bombeo de pastas o líquidos con sólidos en suspensión. Se necesitan
rodetes especiales.
- Bombeo de líquidos corrosivos o similares que exijan materiales o
recubrimientos especiales.
El rango de regulación es un parámetro que influye en la pendiente de
la curva característica a buscar. Si las variaciones de caudal van a ser grandes,
interesa una curva lo más horizontal posible. Sin embargo, si se quiere que el
caudal permanezca constante, la curva debe ser vertical. En el primer caso son más
adecuados las máquinas de baja velocidad específica: centrífugas, con doble
aspiración, varias bombas en paralelo... En el segundo caso son mejores las de alta
velocidad específica: mixtas o axiales, de varias etapas, bombas en serie.
RENDIMIENTO ÓPTIMO
Salvo las bombas pequeñas o para aplicaciones especiales, uno de los
parámetros más importantes es que la bomba tenga un rendimiento óptimo lo más
cerca posible del punto de trabajo habitual. No resulta rentable elegir una
bomba sobredimensionada con vistas a posibles ampliaciones futuras del
sistema. Las pérdidas, sobre todo en el caso de funcionamiento continuo,
pueden ser mucho mayores que el coste de la propia bomba. Considérese, por
ejemplo, una bomba de 100 kW, con un rendimiento máximo del 85%. Si trabaja
7000 horas al año, un poco apartada del punto de diseño, con un rendimiento un
5% menor y el precio del kW/h es de 12 pta, supone unas pérdidas anuales de
¡420.000 pta!. En dos o tres años se amortizaría una bomba nueva.
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 26
VI.- CÁLCULOS
a) DATOS CONOCIDOS
Caudal de Bombeo: 4.00 lt/s = 0.00400 m3/s (54 es el número asignado por
el docente. (TRAMO 1)
Número de horas de bombeo: 12 horas
Coeficiente de Hazen - Williams para tubería PVC: 140
Longitudes:
Altura de succión: hs = 0.50 m.
Longitud de Succión: Ls = 4.00 m.
Longitud de Impulsión: Li = 230.91+37.12= 234.622 m.
Altura de impulsión: hi = 48.31 m.
b) DISEÑO
TRAMO 01
ELECTROBOMBA 1 – ELECTROBOMBA2
LÍNEA DE IMPULSIÓN
Lo primero que se ha considerado para poder diseñar el sistema de bombeo es
comenzar por un diámetro aproximado de la tubería de impulsión y para esto se ha
utilizado 2 formas de las cuales se ha calculado el promedio, la primera es la fórmula
de Breese y la otra es utilizando la fórmula del diámetro económico.
CÁLCULO DE LA LÍNEA DE IMPULSIÓN
COORDENADAS UTM
PUNTO ESTE NORTE COTA
(m.s.n.m)
ESTACION DE BOMBEO 1 790307.09 9197910.36 2440.00
ESTACION DE BOMBEO 2 790283.96 9197663.10 2488.31
RESERVORIO 791004.33 9197528.23 2502.17
MECANICA DE FLUIDOS II
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Aplicando la fórmula de Breese.
Donde:
D: diámetro aproximado de la tubería de impulsión.
#horas: número de horas/día de bombeo
Q: caudal de bombeo en m3/s
Reemplazando datos se obtiene.
00400.0)12(5873.0 25.0D
0691.0D
cmD 91.6 lg721.2 puD
lg.3 puD
Aplicando la fórmula del diámetro económico. (para h < 100 m.)
h: carga estática de la línea de impulsión 7/13 )*066.0( QD
Dónde:
D: diámetro económico de la tubería.
Q: caudal de bombeo en m3/s
Reemplazando datos se obtiene. 7/13 )00400.0*066.0(D
mD 0636.0
cmD 36.6 lg51.2 puD
.lg3puD
Sacando el promedio de ambos diámetros
.lg2
)51.2721.2(puD
.lg616.2 puD
QhorasD 25.0)(#5873.0
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 28
Aproximando a un diámetro comercial tenemos: (ver anexos)
.lg3puD
.62.7 cmD
Este sería un diámetro aproximado al diámetro económico, entonces asumiremos que la
tubería asignada será de:
Clase 10 - 150 PSI (10 bar)
Espesor de 4.2 mm
Diámetro interior de 0.0801 mm.
TUBO PVC-U PARA FLUIDOS A PRESION CON EMPALME ESPIGA CAMPANA
O SIMPLE PRESION (SP) ESPECIFICACIONES TECNICAS NTP 399,002,
para luego ser comprobada, de no ser así tendríamos que modificar los cálculos
obtenidos ya que si la presión es demasiada para esta clase de tubería fallará y
ocasionará problemas en la obra.
Aplicando la ecuación de continuidad.
AVQ
Donde:
Q: caudal de bombeo
A: área de la sección de la tubería
V: velocidad del flujo
Despejando y remplazando datos se obtiene:
A
QV
4
0762.0*
00400.02
V
s
mV 8771.0
Observamos que V está en el rango permisible, (0.6 < V < 2) m/s. según las normas.
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 29
Asumimos que la tubería es larga así que despreciamos las pérdidas locales.
Calculamos las pérdidas por fricción mediante la ecuación de Hazen – Williams. Para
Li = 234.622 m. , C=140.
LDC
Qhf *
*279.0
85.1
63.2
622.234*0762.0*140*279.0
00400.085.1
63.2
hf
mhf 4318.755
DATOS NECESARIOS PARA EL CÁLCULO DE LA PRESIÓN MÁXIMA QUE
SOPORTARÁ LA TUBERÍA.
CÁLCULO DE LA SOBREPRESIÓN, (FENÓMENO DEL GOLPE DE ARIETE)
Aplicamos la fórmula de la Celeridad.
Resistencia Máxima a la Presión de Agua : 100 m.c.a
Espesor de tubería (e) : 0.0042 m
Modulo de elasticidad del material (E) : 2.75x109 N/m2
Modulo de elasticidad del agua (K) : 2.1x109 N/m2
Diámetro interior (d) : 0.0801 m
Densidad agua : 1000 kg/m3
Constante de gravedad (g) : 9.81 m/s
Longitud de tubería (L) : 234.622m
Velocidad del agua en la tubería (V) : 0.8771 m/s
Diferencia de niveles entre el punto más alto de llegada
del agua al Pozo 02 y el punto más bajo del eje de tubería
( ):
48.31 m
MECANICA DE FLUIDOS II
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eE
CD
K
a1
1
Donde:
a= Celeridad de la onda de presión. (m/s)
K= Módulo de elasticidad volumétrica del líquido (agua: 2.1*109 N/m2)
E= Módulo de elasticidad del material de tubería (PVC 2.75*109N/m2)
D= Diámetro de la tubería (m.)
e= espesor de las paredes de la tubería (m.)
C= Constante que depende del tipo de anclaje de la tubería
Reemplazando datos se obtiene:
2
9
2
93
10*75.2*0042.0
0762.0*1
10*1.2
11000
1
m
Nm
m
m
Nm
Kg
a
sma /9932.375 Aplicando la fórmula del tiempo de cierre o tiempo de parada de la onda.
El valor del tiempo de parada influye en el golpe de ariete de modo que a menor
tiempo, mayor golpe. Se debe no sólo al cierre de las válvulas, sino también al paro
del motor que acciona a la bomba de la conducción y por consiguiente siempre
tendremos la obligación de su cálculo.
El valor del tiempo de parada viene expresado por una fórmula empírica, que expresa
el tiempo en segundos.
En realidad es el tiempo que tarda en anularse la onda de presión y sobrepresión.
Hmg
VLKCTc
*
**
Donde:
T= Tiempo de parada de la onda en segundos.
C= Coeficiente según la pendiente de la conducción.
MECANICA DE FLUIDOS II
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K= Valor que depende de la conducción.
L= Longitud real de la conducción en m.
V= Velocidad del agua en la conducción en m/s
g= Constante de la gravedad (9,8 m/seg2)
Hm= Diferencia de cotas entre el punto más bajo y el punto más alto. (48.31 m)
Valores de C
Pendiente C
40% a más 0
33% 0,5
De 0 a 20% 1
Para nuestros cálculos C=0 ya que la pendiente de la tubería es mayor de 40%.
Valores de K
Longitud Valor de K
< 500m 1,75
1000m 1,50
>1500m 1,25
2000 1
Para nuestros cálculos K= 1.75 ya que la tubería tiene una longitud menor que 500 m.
Reemplazando datos se obtiene:
Hmg
VLKCTc
*
**
ms
ms
mm
Tc
31.48*81.9
8771.0*622.234*75.1
0
2
sTc 7599.0
Comparando este resultado con 2L/a para ver si trabajaremos con un cierre lento
(fórmula de Michaut) o con un cierre rápido (fórmula de Allievi)
MECANICA DE FLUIDOS II
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a
LTc
2
sm
ms
/9932.375
622.234*27599.0
ss 2480.17599.0
Como (Tc < 2L/a) trabajaremos con un cierre rápido para la cual aplicaremos la
fórmula de Allievi.
g
VaH
*'
………… fórmula de Allievi
Reemplazando datos se obtiene:
281.9
8771.0*9932.375
'
s
ms
m
s
m
H
mH 6171.33'
Entonces la presión máxima del fluido sobre la tubería será:
'max HHP
6771.3331.48max P
mP 9871.81max
Comprobando esta presión máxima con la que soporta la tubería clase 10 (100 m.c.a)
podemos darnos cuenta que estamos escogiendo la adecuada, para nuestras
condiciones de trabajo ya que la presión máxima (81.9871m) no superará los 100 m.c.a.
La tubería PVC clase 10 no tendrá problemas para soportar las presiones y
sobrepresiones que necesitamos para nuestro diseño.
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 33
TRAMO 02
Altura de succión: hs = 0.50 m.
Longitud de Succión: Ls = 4.00 m.
Longitud de Impulsión: Li = 233.37+494.3+221.82= 949.49 m.
Altura de impulsión: hi = 18.87
TRAMO 02
ELECTROBOMBA 2 – RESERVORIO
LÍNEA DE IMPULSIÓN
Lo primero que se ha considerado para poder diseñar el sistema de bombeo es
comenzar por un diámetro aproximado de la tubería de impulsión y para esto se ha
utilizado 2 formas de las cuales se ha calculado el promedio, la primera es la fórmula
de Breese y la otra es utilizando la fórmula del diámetro económico.
CÁLCULO DE LA LÍNEA DE IMPULSIÓN
. Aplicando la fórmula de Breese.
Donde:
D: diámetro aproximado de la tubería de impulsión.
#horas: número de horas/día de bombeo
Q: caudal de bombeo en m3/s
Reemplazando datos se obtiene.
0035.0)12(5873.0 25.0D
0647.0D
cmD 47.6 lg5472.2 puD
lg.3 puD
Aplicando la fórmula del diámetro económico. (para h < 100 m.)
h: carga estática de la línea de impulsión 7/13 )*066.0( QD
QhorasD 25.0)(#5873.0
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 34
Donde:
D: diámetro económico de la tubería.
Q: caudal de bombeo en m3/s
Reemplazando datos se obtiene. 7/13 )0035.0*066.0(D
mD 0600926.0
cmD 009.6 lg366.2 puD
.lg.2 puD
Sacando el promedio de ambos diámetros
.lg2
)366.25472.2(puD
.lg4566.2 puD
Aproximando a un diámetro comercial tenemos: (ver anexos)
.lg5.2 puD
.35.6 cmD
Este sería un diámetro aproximado al diámetro económico, entonces asumiremos que la
tubería asignada será de:
Clase 10 - 150 PSI (10 bar)
Espesor de 3.5 mm
Diámetro interior de 0.066 mm.
TUBO PVC-U PARA FLUIDOS A PRESION CON EMPALME ESPIGA CAMPANA
O SIMPLE PRESION (SP) ESPECIFICACIONES TECNICAS NTP 399,002,
para luego ser comprobada, de no ser así tendríamos que modificar los cálculos
obtenidos ya que si la presión es demasiada para esta clase de tubería fallará y
ocasionará problemas en la obra.
Aplicando la ecuación de continuidad.
AVQ
Donde:
Q: caudal de bombeo
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 35
A: área de la sección de la tubería
V: velocidad del flujo
Despejando y remplazando datos se obtiene:
A
QV
4
0635.0*
0035.02
V
s
mV 407.1
Observamos que V está en el rango permisible, (0.6 < V < 2) m/s. según las normas.
Asumimos que la tubería es larga así que despreciamos las pérdidas locales.
Calculamos las pérdidas por fricción mediante la ecuación de Hazen – Williams. Para
Li = 949.49, C=140.
LDC
Qhf *
*279.0
85.1
63.2
49.949*0635.0*140*279.0
0035.085.1
63.2
hf
mhf 626.20
DATOS NECESARIOS PARA EL CÁLCULO DE LA PRESIÓN MÁXIMA QUE
SOPORTARÁ LA TUBERÍA.
Resistencia Máxima a la Presión de Agua : 100 m.c.a
Espesor de tubería (e) : 0.0035m
Modulo de elasticidad del material (E) : 2.75x109 N/m2
Modulo de elasticidad del agua (K) : 2.1x109 N/m2
Diámetro interior (d) : 0.066m
Densidad agua : 1000 kg/m3
Constante de gravedad (g) : 9.81 m/s
Longitud de tubería (L) : 949.49m
Velocidad del agua en la tubería (V) : 1.407 m/s
MECANICA DE FLUIDOS II
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CÁLCULO DE LA SOBREPRESIÓN, (FENÓMENO DEL GOLPE DE ARIETE)
Aplicamos la fórmula de la Celeridad.
eE
CD
K
a1
1
Donde:
a= Celeridad de la onda de presión. (m/s)
K= Módulo de elasticidad volumétrica del líquido (agua: 2.1*109 N/m2)
E= Módulo de elasticidad del material de tubería (PVC 2.75*109N/m2)
D= Diámetro de la tubería (m.)
e= espesor de las paredes de la tubería (m.)
C= Constante que depende del tipo de anclaje de la tubería.
Reemplazando datos se obtiene:
2
9
2
93
10*5.3*0029.0
0635.0*1
10*1.2
11000
1
m
Nm
m
m
Nm
Kg
a
sma /4044.385
Aplicando la fórmula del tiempo de cierre o tiempo de parada de la onda.
El valor del tiempo de parada influye en el golpe de ariete de modo que a menor
tiempo, mayor golpe. Se debe no sólo al cierre de las válvulas, sino también al paro
del motor que acciona a la bomba de la conducción y por consiguiente siempre
tendremos la obligación de su cálculo.
El valor del tiempo de parada viene expresado por una fórmula empírica, que expresa
el tiempo en segundos.
En realidad es el tiempo que tarda en anularse la onda de presión y sobrepresión.
Diferencia de niveles entre el punto más alto de llegada
del agua al Pozo 02 y el punto más bajo del eje de tubería
( ):
18.87 m
MECANICA DE FLUIDOS II
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Hmg
VLKCTc
*
**
Donde:
T= Tiempo de parada de la onda en segundos.
C= Coeficiente según la pendiente de la conducción.
K= Valor que depende de la conducción.
L= Longitud real de la conducción en m.
V= Velocidad del agua en la conducción en m/s
g= Constante de la gravedad (9,8 m/seg2)
Hm= Diferencia de cotas entre el punto más bajo y el punto más alto. (18.87 m)
Valores de C
Pendiente C
40% a más 0
33% 0,5
De 0 a 20% 1
Para nuestros cálculos C=0 ya que la pendiente de la tubería es mayor de 40%.
Valores de K
Longitud Valor de K
< 500m 1,75
1000m 1,50
>1500m 1,25
2000 1
Para nuestros cálculos K= 1.75 ya que la tubería tiene una longitud menor que 500 m.
Reemplazando datos se obtiene:
Hmg
VLKCTc
*
**
MECANICA DE FLUIDOS II
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ms
ms
mm
Tc
87.18*81.9
407.1*49.949*75.1
5.0
2
sTc 629.12
Comparando este resultado con 2L/a para ver si trabajaremos con un cierre lento
(fórmula de Michaud) o con un cierre rápido (fórmula de Allievi)
a
LTc
2
sm
m
/4044.385
49.949*2629.12
ss 93.4629.12
Como (Tc > 2L/a) trabajaremos con un cierre lento para la cual aplicaremos la fórmula
de Allievi.
gTc
VLH
*
*2'
………… fórmula de Michaud
Reemplazando datos se obtiene:
ss
ms
mm
H
01.10*81.9
407.1*49.949*2
'
2
mH 21.27'
Entonces la presión máxima del fluido sobre la tubería será:
'max HHP
21.2787.18max P
mP 08.46max
MECANICA DE FLUIDOS II
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Comprobando esta presión máxima con la que soporta la tubería clase 10 (100 m.c.a)
podemos darnos cuenta que estamos escogiendo la adecuada, para nuestras
condiciones de trabajo ya que la presión máxima (79.056m) no superará los 100 m.c.a.
La tubería PVC clase 10 no tendrá problemas para soportar las presiones y
sobrepresiones que necesitamos para nuestro diseño.
LINEA DE SUCCIÓN
hs= 0.50 m.
Presión Atmosférica Local – Ciudad de Cajamarca :
2
33.4622340m
KgmmHg
Dsucción = 3”= (Diámetro comercial inmediato superior al diámetro de
impulsión)
Caudal (Q) = 3.5 l/s = 0.0035 m3/s.
Longitud (Lsucción)= 4.00 m.
Gravedad (g) = 9.81 m/s2
Calculamos las pérdidas de carga por fricción en este tramo, con la fórmula de Hazen
Williams. (C=140)
-
LDC
Qhf *
*279.0
85.1
63.2
4*0635.0*140*279.0
0035.085.1
63.2
hf
mhf 126.0
Calculamos la presión de entrada de la bomba, apoyándonos de la siguiente fórmula.
f
s
eatms h
Dg
QPPh
42
2
**
8
Donde:
hs=altura de succión (m)
Patm=presión atmosférica de la localidad (Kg/m2)
Pe=presión de entrada de la bomba (kg/m2)
MECANICA DE FLUIDOS II
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Q= caudal de bombeo
Ds=diámetro de succión (m)
hf=pérdidas por fricción
g=cte. De gravedad (m/s2)
γ=peso específico del líquido (Kg/m3)
Reemplazando datos se obtiene:
126.00635.0*81.9*
)0035.0(8
10001000
33.46225.0
42
2
eP
20767.3934
m
KgPe
acmPe ..93.3
Comparando esta presión con la presión de vapor de agua a 20°C (239 Kg/m2),
observamos que:
vaporPPe
Entonces NO HABRÁ PROBLEMAS DE CAVITACIÓN
Con esto tenemos los datos suficientes para poder calcular la potencia de la bomba
que vamos a necesitar para cumplir con el diseño respectivo.
CÁLCULO DE LA POTENCIA DE LA ELECTROBOMBA 1
. hi = 48.31m.
. Presión Atmosférica Local Ciudad de Cajamarca:
2
33.4622340m
KgmmHg
. Dimpulsión = 2 (Utilizamos el Dint = 5.42 cm. = 0.0542m.)
. Caudal (Q) = 4 l/s = 0.004 m3/s.
. Longitud (Li) = 234.622 m.
. Gravedad (g) = 9.81 m/s2
. Presión Salida (Servicio)= 0 Kg/m2
. Presión Bomba= 4067.39 Kg/m2
Calculamos la energía proporcionada por la bomba.
MECANICA DE FLUIDOS II
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42
2
42
2
**
*8
**
*8)(
Dsg
Qhf
Dig
QPPhiHB bombaserv
42
2
42
2
0762.0*81.9*
004.0*800126.0
0762.0*81.9*
004.0*8
1000
)39.40670(31.48
HB
mHB 24.44
Determinamos la potencia de la bomba mediante la fórmula:
*75
** BHQHP
Donde:
HP: Potencia de la bomba en HP.
Q: caudal de bombeo, (0.00215m3/s)
γ: peso específico del fluído, (1000 Kg/m3)
η: rendimiento de la bomba (75%)
HB: energía que proporciona la bomba (39.97 m)
Reemplazando datos se obtiene:
%75*75
24.44*1000*004.0HP
15.3HP
Debemos buscar la potencia comercial inmediata superior para esta bomba, la cuál
será de:
15.3HP ó 3HP CÁLCULO DE LA POTENCIA DE LA ELECTROBOMBA 2
. hi = 48.31m.
. Presión Atmosférica Local Ciudad de Cajamarca:
2
33.4622340m
KgmmHg
. Dimpulsión = 2 (Utilizamos el Dint = 5.42 cm. = 0.0542m.)
. Caudal (Q) = 3.5 l/s = 0.0035 m3/s.
. Longitud (Li) = 949.49 m.
. Gravedad (g) = 9.81 m/s2
. Presión Salida (Servicio)= 0 Kg/m2
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. Presión Bomba= 4067.39 Kg/m2
Calculamos la energía proporcionada por la bomba.
42
2
42
2
**
*8
**
*8)(
Dsg
Qhf
Dig
QPPhiHB bombaserv
42
2
42
2
0762.0*81.9*
0035.0*800126.0
0762.0*81.9*
0035.0*8
1000
)39.40670(31.48
HB
mHB 247.44
Determinamos la potencia de la bomba mediante la fórmula:
*75
** BHQHP
Donde:
HP: Potencia de la bomba en HP.
Q: caudal de bombeo, (0.00215m3/s)
γ: peso específico del fluído, (1000 Kg/m3)
η: rendimiento de la bomba (75%)
HB: energía que proporciona la bomba (39.97 m)
Reemplazando datos se obtiene:
%75*75
247.44*1000*0035.0HP
753.2HP
Debemos buscar la potencia comercial inmediata superior para esta bomba, la cuál
será de:
753.2HP ó 3HP
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Las que podemos encontrar en el mercado serán:
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IV. TABULACIÓN DE RESULTADOS
TRAMO LÍNEA LONGITUD (m) ALTURA (m) Dcomercial ENERGÍA DE LA BOMBA (m)
POTENCIA DE LA BOMBA
Bomba 1 al Pozo2
Succión 4.00 0.50 3” 39.97 2.5 - 3
Impulsión 194.3 40.46 2 ½”
IV. CONCLUSIONES
Se logró diseñar el sistema completo de bombeo de la zona asignada.
Seleccionamos la electrobomba comercial para este diseño.
Realizamos el perfil longitudinal.
Se procedió hacer la ubicación de las líneas de energía.
BIBLIOGRAFÍA
GUIA MECANICA DE FLUIDOS II/ Ing. Oswaldo Ortiz Vera/ pag.20-24, 45-56.
GUÍAS PARA LA CONSTRUCCIÓN DE ESTACIONES DE BOMBEO DE AGUA POTABLE/
consultor ingeniero Salvador Tixe para la Unidad de Apoyo Técnico en Saneamiento Básico Rural del Centro Panamericano de Ingeniería Sanitaria y Ciencias del Ambiente.
DOCUMENTO DEL MINISTERIO DE ECONOMÍA Y FINANZAS/ CONTRATACIÓN DEL SERVICIO DE MANTENIMIENTO PREVENTIVO ANUAL DE LAS ELECTROBOMBAS DE AGUA Y TABLEROS ELÉCTRICOS PRINCIPALES QUE ABASTECEN A LA SEDE CENTRAL Y ANEXOS DEL MINISTERIO DE ECONOMÍA Y FINANZAS.
MECÁNICA DE LOS FLUÍDOS E HIDRÁULICA/Ronald V. Giles/apéndices pág. 246
MECANICA DE FLUIDOS II
UNIVERSIDAD NACIONAL DE CAJAMARCA - EAPIC Página 45
ANEXOS
Tabla Nº 01: TUBO PVC-U PARA FLUIDOS A PRESION CON EMPALME ESPIGA CAMPANA O SIMPLE
PRESION (SP) ESPECIFICACIONES TECNICAS NTP 399,002
DIAMETRO EXTERIOR
LONGITUD CLASE 5 75 PSI
( 5 bar )
CLASE 7.5 105 PSI
( 7.5 bar )
CLASE 10 150 PSI ( 10 bar )
CLASE 15 200 PSI ( 15 bar )
NOM REAL TOTAL UTIL ESP. Diam. Inter.
PESO ESP. Diam. Inter.
PESO ESP. Diam. Inter.
PESO ESP. Diam. Inter.
PESO
Pulg mm metros metros mm mm kg x tubo
mm mm kg x tubo
mm mm kg x tubo
mm mm kg x tubo
½ 21.0 5.00 4.97 - - - - - - 1.8 17.4 0.840 1.8 17.9 -
¾ 26.5 5.00 4.96 - - - - - - 1.8 22.9 1,080 1.8 22.9 -
1 33.0 5.00 4.96 - - - - - - 1.8 29.4 1,363 2.3 28.4 2,877
1.1/4 42.0 5.00 4.96 - - - 1.8 38.4 1.74 2.0 38 1,940 2.9 36.2 2,750
1.1/2 48.0 5.00 4.96 - - - 1.8 44.4 2,016 2.3 43.4 2,549 3.3 41.4 3,577
2 60.0 5.00 4.95 1.8 56.4 2,359 2.2 55.4 3,082 2.9 54.2 4,013 4.2 51.6 6,680
2.1/2 73.0 5.00 4.94 1.8 69.4 3,102 2.6 67.8 4,435 3.5 66 5,894 5.1 62.8 8,390
3 88.5 5.00 4.93 2.2 84.1 4,599 3.2 82.1 6,612 4.2 80.1 8,576 6.2 76.1 12,360
4 114.0 5.00 4.90 2.8 108.4 7,540 4.1 105.8 10,911 5.4 103.2 14,201 8.0 98.0 20,535
6 168.0 5.00 4.86 4.1 159.8 16,278 6.1 155.8 23,923 8.0 152 31,006 11.7 144.6 44,299
8 219.0 5.00 4.82 5.3 208.4 27,440 7.9 203.2 40,405 10.4 198.2 52,262 15.3 188.4 75,513
10 273.0 5.00 4.77 6.7 259.6 43,223 9.9 253.2 63,100 13.0 247.0 81,884 19.0 235.0 116,919
12 323.0 5.00 4.73 7.9 307.2 60,301 11.7 299.6 88,231 15.4 292.2 114,754 22.5 278.0 163,796
Fuente: Tuberías PVC , NOMBRE DE LA EMPRESA “H&C”
- La Norma Técnica Peruana exige que para los diámetros de ½” y 1” los tubos deben ser en CLASE 10. - Todos los tubos se fabrican con sistema de empalme espiga - campana (EC) ó simple presión (SP)
Tabla Nº 02: TUBO PVC-U PARA FLUIDOS A PRESION CON EMPALME ROSCA (CR)
ESPECIFICACIONES TECNICAS NTP 399,166
DIAMETRO EXTERIOR LONGITUD ROSCA NPT CLASE 10 150 PSI (10
bar)
NOMINAL REAL TOTAL ROSCA UTIL HILOS/Pulg. ESPESOR Diam. Inter. Peso Aprox
Pulgadas mm metros mm metros mm mm Kg x tubo
½ 21.0 5.00 17 4.966 14 2.9 15.2 1,260
¾ 26.5 5.00 17 4.966 14 2.9 20.7 1,640
1 33.0 5.00 21 4.958 11.1/2 3.4 26.2 2,420
1.1/4 42.0 5.00 22 4.956 11.1/2 3.6 34.8 3,320
1.1/2 48.0 5.00 22 4.956 11.1/2 3.7 40.6 3,940
2 60.0 5.00 23 4.954 11.1/2 3.9 52.1 5,260
Fuente: Tuberías PVC , NOMBRE DE LA EMPRESA “H&C”