1

UNIDAD 6 MAQUINAS HIDRÁULICAS

6.1 Generalidades

Una máquina es un dispositivo que produce movimiento, el cual es transmitido

generalmente mediante el giro de un eje o flecha, para producir un movimiento

que accione algún medio de aplicación práctica (un impulsor o un generador).

Cuando la máquina es accionada por la fuerza del agua o transmite a ella su

energía, se dice que es una máquina hidráulica. En el primer caso se habla de una

turbina y en el segundo, de una bomba, ambas son los dos tipos cásicos de

máquinas hidráulicas, que se esquematizan en la figura 6.1.

Figura 6.1 Turbina y bomba

En el siguiente cuadro se resume la evolución de las máquinas hidráulicas en el

transcurso del tiempo, como puede ser observado, las primeras turbinas fueron

ruedas movidas por las corrientes naturales y comenzaron a ser utilizadas unos

3,000 años A.C. para aprovechar el movimiento en molinos de trigo en Egipto,

India, Siria, Grecia y Roma.

Referente a los mecanismos para elevar el agua (bombas) es posible que el

primer artefacto que pudiera desarrollar este trabajo, haya sido el tornillo de

Arquímedes, hacia el año 250 A.C.. Posteriormente, con el paso del tiempo y

desarrollo de la teoría en el lapso de unos 12 siglos, con las contribuciones de

Daniel Bernoulli y Leonard Euler, hacia 1730 y 1750 respectivamente, se

establecieron los precedentes para el desarrollo teórico de las máquinas

hidráulicas, ver cuadro 6.1

2

Cuadro 6.1 Desarrollo histórico de las máquinas hidráulicas

3

6.2 Bombas

Definición.- La bomba es una máquina que recibe o absorbe energía mecánica

que puede provenir de un motor eléctrico, térmico, etc. y la transforma en energía

que la transfiere a un fluido como energía hidráulica la cual permite que el fluido

pueda ser transportado de un lugar a otro, a un mismo nivel y/o a diferentes

niveles y/o a diferentes velocidades.

Mientras que la alimentación del agua a una bomba se hace de manera central y

la descarga es periférica, en una turbina la alimentación es periférica y la descarga

es central, como se observa en la figura 6.2 siguiente (bomba):

Figura 6.2 Funcionamiento de una bomba

Clasificación

Se pueden considerar dos grandes grupos:

Dinámicas (centrífugas, periféricas y especiales) y

Desplazamiento Positivo (reciprocantes y rotatorias).

Bombas Dinámicas.

Centrífugas, son aquellas en que el fluido ingresa a ésta por el eje de la bomba

y sale siguiendo una trayectoria periférica por la tangente.

Periféricas (Figura 6.3) conocidas como bombas tipo turbina, de vértice y

regenerativas, en este tipo se producen remolinos en el líquido por medio de

4

los álabes a velocidades muy altas, dentro del canal anular donde gira el

impulsor. El líquido va recibiendo impulsos de energía.

Figura 6.3

De desplazamiento positivo; (Figura 6.4) consisten de una caja fija que

contiene engranajes, aspas, pistones, levas, segmentos, tornillos, etc., que

operan con un claro mínimo. En lugar de "arrojar" el líquido, como en una

bomba centrífuga, una bomba rotatoria lo atrapa, lo empuja contra la caja

fija.

La bomba rotatoria descarga un flujo continuo. Aunque generalmente se les

considera como bombas para líquidos viscosos, las bombas rotatorias no

se limitan a este servicio, pueden manejar casi cualquier líquido que esté

libre de sólidos abrasivos.

Figura 6.4

Videos\Motor Hidráulico engranajes, como funciona.flv

5

Las bombas centrífugas, debido a sus características, son las bombas que más se

aplican en la industria y en los sistemas de agua potable, de desalojo de aguas

residuales y/o pluviales y de riego. Las razones de estas preferencias son las

siguientes:

a. Son aparatos giratorios.

b. No tienen órganos articulados y los mecanismos de acoplamiento son muy

simples.

c. La impulsión eléctrica del motor que la mueve es sencilla.

d. Se adaptan con facilidad a muchas circunstancias

6.2.1 Esquemas de instalación

En las figuras 6.4 a) y b) se observen los diferentes esquemas de instalación para

una bomba centrífuga

Figura 6.4 a) y b)

En el caso del tipo de instalación señalada en el esquema b), la presión a la

entrada del impulsor es negativa, lo que implica un riesgo latente de que se pueda

6

presentar el fenómeno de cavitación, por lo que será necesario revisar los

parámetros que pueden dar origen a este fenómeno.

Cavitación, fenómeno que consiste en un cambio de estado de líquido a gas, en el

flujo del agua, producido por una baja local en su presión, provocada por altas

velocidades en el flujo o por presiones negativas.

6.2.2 Nomenclatura

La nomenclatura de uso común que se aplicará, se resume en el cuadro 6.2:

Cuadro 6.2 Nomenclatura

7

6.2.3 Tipos principales y selección de bombas centrífugas

Las bombas centrífugas se clasifican de acuerdo con la forma en que el líquido

pasa por el impulsor:

a) bombas de flujo radial,

b) mixto y

c) c) axial.

Tipo Radial

En este tipo, (Figura 6.5) el impulsor o rodete envía mediante una fuerza

centrífuga, el flujo del fluido en dirección radial hacia la periferia de aquel.

La carga de velocidad es convertida a carga de presión en la descarga de la

bomba. Por lo general, los alabes (aletas) de estos impulsores o rodetes están

curvados hacia atrás. El impulsor radial ha sido el tipo más comúnmente usado.

Figura 6.5

Flujo axial o tipo hélice (Figura 6.6)

Casi toda la carga producida por este rodete es debida a la acción de empuje de

las aletas. El fluido entra y sale del rodete en dirección axial o casi axial.

8

Figura 6.6

Flujo mixto (Figura 6.7)

La carga se desarrolla con un rodete delgado, en parte por fuerza centrífuga y en

parte por el empuje de las aletas.

Esto se consigue construyendo aletas de curva doble o en forma de hélice, de tal

forma que la descarga es una combinación de flujo axial y radial.

Figura 6.7

9

Los cambios de las características de los rodetes tipo radial con respecto a los de

tipo axial son, respectivamente, carga grande y gasto moderado, a gasto grande y

carga baja.

La selección de una bomba centrífuga se hace en función de la velocidad

específica (N’s,) por unidad definida por la expresión:

N’s = N Q1/2 (6.1)

H3/4

En la ecuación (6.1):

N es la velocidad de giro

H es la carga neta

Q es el gasto

El término “específico” hace referencia a una bomba hipotética que trabaja con

carga H y gasto Q unitarios; en el sistema métrico el gasto está dado en m3/seg y

la carga en m. En el sistema inglés el gasto en galones por minuto (GPM) y la

carga en pies (ft), la equivalencia de lt/seg a GPM es:

1lt/seg = 15.851 GPM

Los valores de la velocidad específica se indican para cada tipo de bomba

centrífuga en el cuadro 6.3:

Cuadro 6.3

La eficiencia (de una bomba se relaciona con su gasto, velocidad específica y

eficiencia, como se muestra en las gráficas 6.1 y 6.2:

10

Graficas 6.1 y 6.2

11

El tamaño de una bomba se mide por el diámetro de su impulsor, aunque también

se puede hacer por el tamaño del diámetro de la tubería de descarga que puede

variar desde ½ , ¾, 1, 1 ¼ , 1 ½, 2, 2 ½ , 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 24,

30, 36, 42, 48 y 54 pulgadas

6.2.4 Tipos de bombas centrífugas según su forma de operar.

Una bomba puede estar instalada de forma vertical, horizontal o inclinada, según

la posición de su eje. Puede tener también más de un impulsor, sobre el mismo

eje, formando un sistema denominado “de varios pasos” (cada impulsor un paso)

como ocurre en las bombas para pozos profundos o que tienen que elevar el agua

desde una depósito a gran profundidad.

El eje que hace girar al impulsor pueden atravesarlo totalmente, como ocurre en

las bombas de varios pasos o bien de impulsor volante, como se muestra en la

figura 6.8:

Figura 6.8

En impulsores horizontales, pueden ser de succión simple o doble succión como

se indica en la figura 6.9:

12

Figura 6.9

6.2.5 Pérdidas de energía en las instalaciones de bombeo

En un sistema de bombeo se tienen pérdidas de energía por fricción, las cuales

pueden ser evaluadas de acuerdo con las diferentes fórmulas para el cálculo del

coeficiente de fricción y pérdidas locales, las cuales son provocadas por la

presencia de diversos accesorios para la operación del sistema, como es el caso

de una válvula check, de retención o de no retorno para evitar que la columna de

succión se descargue al detener el funcionamiento del sistema.

Los coeficientes de pérdida para evaluar las pérdidas locales pueden observarse

en el siguiente cuadro para los accesorios más comunes. (Cuadro 6.4)

13

Cuadro 6.4

6.2.6 Velocidad de giro en bombas

El fundamento del funcionamiento de las bombas centrífugas y de las turbinas, se

basa en el diagrama vectorial de velocidades, como se muestra en la figura 6.10,

donde se esquematizan los diagramas vectoriales de velocidades para una bomba

y una turbina; la diferencia entre el diseño adecuado de un impulsor (bombas) y de

un rodete (turbinas) consiste en la posición de los álabes.

En la bomba centrífuga el agua entra por el ojo del impulsor y sale por la periferia,

mientras que la dirección del flujo en la mayoría e las turbinas de reacción es

precisamente la contraria.

Esta inversión se puede lograr cambiando simplemente el sentido de giro del

rodete. En la figura inferior se representa un rodete y se indican las velocidades

absolutas del agua con la literal V, las tangenciales de giro del rodete con la letra

U y las velocidades relativas agua-rodete con la letra W.

En la misma figura se indica el sentido de giro si el funcionamiento corresponde a

una turbina o a una bomba. Los subíndices 1 y 2 corresponden respectivamente a

la entrada y salida del agua en ambos casos.

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Figura 6.10

Sentido de giro en una bomba y en una turbina de reacción

Debido a que en una bomba se pretende crear presión en la descarga, conviene

en general, que las velocidades V2 a la salida sean tan pequeñas -recordando el

principio de la ecuación de la energía, a menor velocidad, mayor presión- como

sea posible, lo que no se requiere en la misma posición geométrica de la turbina,

es decir, en los puntos de entrada al rodete, esto quiere decir que una turbina

puede trabajar como bomba, al trabajar como tal, su eficiencia se verá reducida

notablemente.

Leonard Euler estableció una ecuación que relaciona a la carga H con la velocidad

en la salida de una turbina y del impulsor de una bomba, definida ambas por:

H = 1 (U1 V1 cos1 – U2 V2 cos2) (6.2 turbina)

g

H = 1 (U2 V2 cos2 – U1 V1 cos1) (6.3 bomba)

g

es el ángulo que forma el impulsor o rodete a la salida

es la eficiencia de la turbina o bomba

Analizando los términos de las ecuaciones anteriores, pueden interpretarse ambas

ecuaciones y deducir algunas características de diseño que deben reunir los

15

rodetes para una turbina y los impulsores de una bomba para proporcionar una

mayor eficiencia para un cierto valor de su carga.

En el cuadro 6.5 se presentan estas características y observar los paralelogramos

de velocidades que aparecen en la figura 6.10.

Cuadro 6.5

Turbinas Bombas

16

Para un mejor funcionamiento de la bomba debe ser pequeño para que la

velocidad en la salida no sea alta y lograr altas presiones, por lo que el impulsor

debe girar a altas revoluciones y tener valores altos para la componente de

velocidad U.

Por ello, la velocidad de giro en las bombas es normalmente mayor que en las

turbinas. Los valores de la velocidad de giro N en bombas oscilan entre 800 y

3,565 r.p.m, aunque pueden alcanzarse valores de hasta 10,000 r.p.m.

La velocidad de giro de un motor eléctrico está dada por la expresión:

N = 60 f (1 – R/100) (6.4)

p

Donde:

N es la velocidad de giro, en r.p.m.

f es la frecuencia de la corriente eléctrica en Hz.

p es el número de pares de polos

R es el factor de resbalamiento, una diferencia de velocidades en el

motor eléctrico, varía entre el 2 y el 10 % de la velocidad síncrona y

es mayor a medida que aumenta la carga.

6.2.7 Carga dinámica

La carga dinámica H de una bomba es la presión que necesita para elevar el gasto

deseado a la distancia y altura proyectada, es decir H es:

a) la carga estática total, más

b) la suma de pérdidas de energía en la conducción, su valor varía de acuerdo

con los diferentes tipos de instalación:

H = Het + hfs + hfd (6.5)

La carga estática total equivale a:

Het = Hed - Hes

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i = n

hfs = I = 1 Kl vs2 + f Ls vs

2 (6.6)

2g Ds 2g

i = n

hfd = (I = 1 + 1) vd2 + f Ldvd

2 (6.7)

2g Dd 2g

Los subíndices s y d se refieren a las tuberías de succión y de descarga.

Una vez calculada la carga dinámica, la potencia que debe transmitir el motor a la

bomba debe ser:

Pot = Q H (6.8)

K

K se refiere al tipo de unidades en que se desea calcular la potencia, 76 para H.P.

o 75 en C.V., aunque es más común aplicar el término de H.P.

6.2.8 Curva de carga del proyecto y de la bomba, punto óptimo de operación,

zona de operación

Al observar la ecuación (6.3), se puede deducir que la carga dinámica para un

determinado proyecto es función del gasto, lo cual quiere decir que depende de la

geometría del sistema y de las características hidráulicas del sistema, tuberías,

accesorios presentes en la línea de conducción, es decir:

H = Het + (Q2, datos del proyecto); o bien:

H = Het + ´ (Q2) (6.9)

Esta expresión indica que para diferentes valores del gasto Q, habrá otros tantos

para H, en cierto proyecto, por lo que la relación gráfica entre la carga y el gasto

define a la “curva de carga del proyecto”, como se muestra en la figura 6.11:

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Figura 6.11 Curva de Carga del Proyecto

Curva de carga del proyecto

Si en un laboratorio se cuenta con una instalación como la mostrada en la

siguiente figura 6.11, depósito, tubería de succión, bomba, manómetro y válvula

en la descarga, se puede obtener la curva de carga de la bomba, a válvula

completamente cerrada (Q = 0) el manómetro indicará la máxima altura

piezométrica desarrollada por la bomba. Abriendo gradualmente la válvula y al

aumentar el gasto Q, disminuye la carga, de acuerdo con la ecuación 6.8:

H = Pot. K

Q

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Figura 6.11

Instalación en laboratorio

Curva de carga de la bomba

Si se sobreponen las curvas de carga del proyecto y de la bomba, la intersección

de ambas señalará el punto de operación O, que se muestra en la figura inferior.

20

Figura 6.12 Zona de operación de una bomba

Dicha gráfica está construida para el caso de 2 proyectos con dos diferentes

bombas, el punto O tiene asociado para el proyecto 1 un gasto Qo con una carga

dinámica Ho, sin embargo si el gasto del proyecto fuera Q* correspondería a la

carga H* y el punto de operación estaría definido por O*.

Si se dispusiera de un equipo como el definido para el proyecto 1, en el que el

gasto Qo es mayor que Q*, será necesario estrangular la válvula para disminuir el

gasto y elevar la carga hasta que esté en la posición del Proyecto (2) definiéndose

el punto de operación O´*

En dicha gráfica se indica la zona de operación de la bomba 1 Proyecto (1), ésta

bomba puede suministrar cualquier gasto, siempre y cuando sea menor o igual

que Qo; si se requiriera proporcionar un gasto mayor que Qo, la bomba del

Proyecto (1) tendría que trabajar con una carga menor que la necesaria para el

proyecto, si el gasto requerido es Q1; es necesario que la bomba produzca la

carga H1, pero con esa carga, el gasto suministrado será el gasto Q´1, que es

insuficiente.

21

6.2.9 Curvas características de bombas

Una vez definidos todos los detalles del proyecto, debe buscarse el tipo y marca

del equipo o los equipos de bombeo.

Para ello se recurre generalmente a las denominadas curvas características que

son suministradas por el fabricante y que consisten en la representación gráfica de

las siguientes relaciones:

H – Q Curva de carga

– Q Curva de eficiencia

P – Q Curva de potencia

Estas curvas características pueden ser obtenidas para una velocidad de giro

constante, aunque también es posible obtenerlas para diferentes valores de N, en

este caso, el fabricante proporciona también el diámetro del impulsor.

En la figura 6.11 se muestra una típica familia de curvas características para una

bomba centrífuga.

Figura 6.11 Curvas características de una bomba centrífuga

22

6.2.10 Cavitación en bombas, Carga Neta Positiva de Aspiración (NPSH)

Cavitaciön: Definida como la “formación de burbujas de vapor o de gas en el seno de un líquido, causada por las variaciones que éste experimenta en su presión.” Cuando las burbujas se colapsan aparecen unas oquedades o picaduras, en la superficie del metal en contacto con el líquido.

Existen dos formas para que un líquido hierva; una de ellas es calentarlo hasta alcanzar su punto de ebullición (100 º C para agua). La 2ª manera es reducir la presión a la que está sometido el líquido hasta que éste entre en ebullición a temperatura ambiente. En ambos casos, el líquido hierve a una presión de vapor relativa a una temperatura. En el interior de una bomba, se crean vacíos o zonas de presión negativa. Si este vacío excede la presión de vapor del líquido a bombear, entonces se forman burbujas de vapor que se desplazan por el sistema hasta implosionar, cuando existe una presión local suficientemente alta. Cuando las burbujas se colapsan, la implosión puede superar los 6.900 bar. Si la implosión se produce cerca de una zona metálica, se atacará su superficie con una picadura minúscula.

Un parámetro que requiere especial atención en el diseño de sistemas de bombeo

es la denominada carga neta positiva de aspiración (NPSH), la cual es la

diferencia entre la presión existente a la entrada de la bomba y la presión de

vapor* del líquido que se bombea.

*Presión de vapor y punto de ebullición de un líquido

Un líquido está, a cualquier temperatura, en equilibrio con su propio vapor, cuando las moléculas de éste están presentes en una cierta concentración. La presión que corresponde a esta concentración de moléculas gaseosas se llama presión de vapor del líquido a la temperatura dada. La presión de vapor de cada líquido aumenta con la temperatura. La temperatura para la cual la presión de vapor de un líquido iguala a la presión atmosférica se denomina punto de ebullición del líquido. A esta temperatura aparecen en el líquido burbujas de vapor que escapan de la atmósfera.

Esta diferencia es la necesaria para evitar la cavitación.

23

Conforme a los diferentes esquemas de instalación vistos; considerando en

primera instancia que HES es positiva, entonces la ecuación de la energía entre la

entrada y el ojo del impulsor resulta:

HES = Ps + vs2 + hfs

2g

Y la presión a la entrada de la bomba es:

Ps = HES - vs2 + hfs (6.10)

2g

En el caso de una carga negativa (deposito por abajo del equipo de bombeo)

- HES = Ps + vs2 + hfs

2g

Y por tanto:

Ps = - HES + vs Ps 2 + hfs (6.11)

2g

En este último caso, la presión en la entrada del impulsor será siempre negativa,

situación que no necesariamente sucede cuando el equipo de bombeo se

encuentra en una cota inferior al nivel de la superficie libre del agua en el depósito.

Tomando como plano horizontal de comparación el eje del centro de gravedad de

la bomba, las dos ecuaciones anteriores pueden generalizarse al esquema de la

ecuación 6.11.

El valor de la presión Ps mínima que puede presentarse en cualquier sistema de

bombeo medido como presión absoluta, que no debe bajar hasta la presión de

vaporización del agua para que no se presente la cavitación, lo que quiere decir

que:

a) La velocidad vs en la entrada del impulsor debe ser lo menor posible,

b) Así como la longitud del tramo de la tubería de succión, es por ello que para

lograr velocidades de succión bajas, es conveniente que el diámetro ds sea

grande, usualmente este diámetro por eso es mayor que el diámetro en la

salida.

24

En la figura 6.13 se muestra esquemáticamente las líneas de energía y

piezométricas en un sistema de bombeo en la que HES es negativa, se observa

que entre la entrada del líquido al impulsor (punto s) hay un cambio muy grande

de presiones, desde Ps que es negativa, hasta la presión Pd en la salida del

impulsor (punto D) en una distancia relativamente pequeña. Si Ps llegara a la

presión de vaporización, las burbujas de vapor implosionarían al acercarse a la

descarga, produciéndose la cavitación, que podría dañar o destruir al impulsor y a

la carcasa

Figura 6.13

Hs < 0

Una forma de evitar este fenómeno, la cual no es siempre posible adoptar, es de

colocar a la bomba por debajo del depósito de toma, de manera que Ps aumente lo

necesario e incluso pueda tener valores positivos, como se muestra en las figuras

6.14:

25

Figura 6.14 a) y b)

Hs > 0

Un aspecto importante en el diseño de un sistema de bombeo, para evitar la

cavitación es determinar el valor algebraico mínimo de Hs la posición más alta de

la bomba con relación a la superficie libre del agua en el depósito de toma.

Puede asegurarse que no aparecerá el fenómeno de cavitación cuando se cumpla

la condición:

26

Ps + HA > Hv

Donde Hv es la presión de vaporización del agua, en función de su temperatura y

de la presión atmosférica del lugar, según se muestra en la gráfica 6.2:

Gráfica 6.2

Sustituyendo Ps/de acuerdo con la ecuación 6.5 HA + HES - vs

2 + hfs > Hv 2g

HA + HES - hfs - Hv > vs2

2g

En esta última ecuación, la suma del lado izquierdo será positiva siempre y

cuando exista flujo y recibe el nombre de carga de succión positiva neta abreviada

como CSPN también denominada como carga de succión disponible. En la figura

6.15 se nuestra gráficamente la CSPN para las dos posibilidades de HES

27

Figura 6.15

La carga de succión Hs es la energía total disponible al final del tramo de succión y

está compuesta por:

Hs = Ps + vs2

2g

Y la ecuación 6.11 puede escribirse como: Hs = HES - hfs

A la salida del impulsor, en su descarga, la energía Hd es: Hd = Pd + vd

2

2g

Hd = HED +hfd

Se puede concluir que la carga dinámica puede ser también expresada como:

H = Hd - Hs

Para asegurarse que no se presente la cavitación, los fabricantes de bombas

proporcionan el valor mínimo aceptable de la CSPN para cada bomba, este valor

28

se refiere al valor de la carga de succión neta positiva requerida CSPNr este valor

depende del gasto y gráficamente se encuentra representada por una curva como

la mostrada en la parte inferior.

Por otra parte, la CSPN propia de cada proyecto se denomina como carga de

succión neta disponible CSPNd la condición que asegura que no se presentará la

cavitación será entonces: (figura 6.16)

CSPNd >= CSPNr

Figura 6.16

Este valor recomendado por el fabricante considera aspectos de diseño y del

material con el que está construida la bomba, por lo que es importante conocer la

CSPNr y compararla con la del proyecto, la CSPNd.

Ver cuadro 6.6 donde se resumen la serie de ecuaciones aplicadas para resolver

un sistema de bombeo.

29

Cuadro 6.6 Resumen de ecuaciones aplicadas

30

6.3 Turbinas hidráulicas

Las turbinas hidráulicas, junto con los molinos de viento, son las turbo máquinas

más antiguas que existen.

Se puede explicar su antigüedad por la gran disponibilidad eólico en las cuencas

hidrográficas, siendo los viejos molinos el precedente más antiguo.

6.3.1 Clasificación general de las turbinas

Por ser turbo máquinas siguen la misma clasificación de estas, y pertenecen,

obviamente, al subgrupo de las turbo máquinas hidráulicas y al subgrupo de las

turbo máquinas motoras.

En el lenguaje común de las turbinas hidráulicas se suele hablar en función de las

siguientes clasificaciones:

De acuerdo al cambio de presión en el rodete o al grado de reacción

Turbinas de impulso o de acción: Son aquellas en las que el fluido de trabajo no

sufre un cambio de presión importante en su paso a través de rodete, como se

observa en la figura.

31

Turbinas de reacción: Son aquellas en las que el fluido de trabajo si sufre un

cambio de presión importante en su paso a través de rodete, ver figura :

Para clasificar a una turbina dentro de esta categoría se requiere calcular el grado

de reacción de la misma.

Las turbinas de acción aprovechan únicamente la velocidad del flujo de agua,

mientras que las de reacción aprovechan además la pérdida de presión que se

produce en su interior.

En el siguiente cuadro resumen se presenta una clasificación (por patente marca

registrada) general de las turbinas:

32

6.3.2 Concepto de carga neta en turbinas

La potencia entregada por una turbina está condicionada por la ecuación:

P = Q H

P es la potencia kg.-m/seg

es el peso específico del agua, en kg/m3

Q es el gasto, en m3/seg

H es la carga actuante sobre la turbina, en m

33

Donde: Potencia real Potencia teórica

De acuerdo al diseño del rodete.

Carta para seleccionar turbinas hidráulicas en función del caudal y el salto.

Esta clasificación es la más determinista, ya que entre las distintas de cada género

las diferencias sólo pueden ser de tamaño, ángulo de los álabes o cangilones, o

de otras partes de la turbo máquina distinta al rodete. Los tipos más importantes

son:

Turbina Kaplan: son turbinas de reacción, radioaxiales, que tienen la particularidad

de poder variar el ángulo de sus álabes durante su funcionamiento. Están

diseñadas para trabajar con cargas de agua pequeños, menores de 80 m y con

gastos grandes, de hasta 500 m3/seg..

Las turbinas Kaplan son turbinas de agua de reacción de flujo axial, con un rodete que funciona de manera semejante a la hélice de un barco, y deben su nombre a su inventor, el austriaco Viktor Kaplan. Se emplean en saltos de pequeña altura. Las amplias palas o álabes de la turbina son impulsadas por agua a alta presión liberada por una compuerta.

Los álabes del rodete en las turbinas Kaplan son siempre regulables y tienen la forma de una hélice, mientras que los álabes de los distribuidores pueden ser fijos o regulables. Si ambos son regulables, se dice que la turbina es una turbina Kaplan verdadera; si solo son regulables los álabes del rodete, se dice que la turbina es una turbina Semi-Kaplan. Las turbinas Kaplan son de admisión radial, mientras que las semi-Kaplan pueden ser de admisión radial o axial.

Para su regulación, los álabes del rodete giran alrededor de su eje, accionados por unas manijas, que son solidarias a unas bielas articuladas a una cruceta, que se desplaza hacia arriba o hacia abajo por el interior del eje hueco de la turbina. Este desplazamiento es accionado por un servomotor hidráulico, con la turbina en movimiento.

34

Turbina Kaplan

Turbina Hélice: semejantes a las turbinas Kaplan, pero a diferencia de estas,

no son capaces de variar el ángulo de sus palas.Las turbinas de hélice se

caracterizan porque tanto los álabes del rodete como los del distribuidor son

fijos, por lo que solo se utilizan cuando el caudal y el salto son prácticamente

constantes, gasto de hasta 500 m3/seg. Y cargas menores de 30 m..

Turbina de hélice

Turbina Pelton: de impulso y de acción tangencial. El agua es dirigida al rodete

mediante chiflones. Si su eje es horizontal tiene uno o dos chiflones, si es vertical,

puede tener hasta 6 u 8 chiflones. Trabaja con cargas altas, de unos 150 a 2,200

35

m y gastos bajos, menores a 30 m3/seg. El flujo descarga a la presión atmosférica.

Su eficiencia se ve ligeramente alterad por la variación de gastos y es mas

sensible a los cambios de carga. Consiste en una rueda (rodete o rotor) dotada de

cucharas en su periferia, las cuales están especialmente diseñadas para convertir

la energía de un chorro de agua que incide sobre las cucharas, como se ilustra en

la imagen siguiente:

Turbina Pelton

Inyector del chorro

Turbina Francis: Son turbinas de reacción, radioaxial, generalmente centrípeta,

existen algunos diseños complejos que son capaces de variar el ángulo de sus

álabes durante su funcionamiento. Están diseñadas para trabajar con cargas de

agua medias (25 a 380 m) y gastos medios; del orden de 30 a 200 m3/seg.. La

presión del agua es variable desde la entrada al rodete, hasta abandonar el tubo

de aspiración. Generalmente su ubicación es vertical.

36

Turbina Francis

La turbina Francis fue desarrollada por James B. Francis. Se trata de una turbo

máquina motora a reacción y de flujo mixto.

Un esquema típico de esta clase de centrales hidroeléctricas se muestra en la

figura siguiente:

37

Uno de los principales criterios que se deben manejar en el momento de

seleccionar el tipo de turbina a utilizar en una central, es la velocidad específica

(Ns) cuyo valor exacto se obtiene a partir de la siguiente ecuación:

Ns = ne N 1/2 = ne N1/2 (6.2.1) h h1/2 h5/4

Donde:

ne son las revoluciones por minuto,

N es la potencia del eje o potencia al freno y

h es la altura neta o altura del salto. Estos son los valores para el

rendimiento máximo.

La velocidad específica Ns es el número de revoluciones que daría una turbina

semejante a la que se trata de buscar y que entrega una potencia de un caballo, al

ser instalada en un salto de altura unitaria.

Esta velocidad específica, rige el estudio comparativo de la velocidad de las

turbinas, y es la base para su clasificación.

Se emplea en la elección de la turbina más adecuada, para un caudal y altura

conocidos, en los anteproyectos de instalaciones hidráulicas, consiguiendo una

normalización en la construcción de rodetes de turbinas.

Los valores de esta velocidad específica para los actuales tipos de turbinas que

hoy en día se construyen con mayor frecuencia (Pelton, Francis, Hélices y Kaplan)

figuran en el siguiente cuadro:

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Velocidad específica Ns Tipo de Turbina

De 5 a 30 Pelton con un inyector

De 30 a 50 Pelton con varios inyectores

De 50 a 100 Francis lenta

De 100 a 200 Francis normal

De 200 a 300 Francis rápida

De 300 a 500 Francis doble gemela rápida o exprés

Más de 500 Kaplan o hélice

Tal como se mencionó anteriormente Ns sirve para clasificar las turbinas según su tipo. De hecho, Ne podría denominar más bien característica, tipo o algún nombre similar, puesto que indica el tipo de turbina.

Al analizar la ecuación 1 se comprueba que a grandes alturas, para una velocidad

y una potencia de salida dadas, se requiere una máquina de velocidad específica

baja como una rueda de impulso.

En cambio, una turbina de flujo axial con una alta Ns,es la indicada para pequeñas

alturas. Sin embargo, una turbina de impulso puede ser adecuada para una

instalación de poca altura si el caudal (o la potencia requerida) es pequeño, pero,

a menudo, en estas condiciones el tamaño necesario de la rueda de impulso llega

a ser exagerado.

Además, de esta ecuación se observa que la velocidad específica de una turbina

depende del número de revoluciones por minuto; cantidad que tiene un límite, y

además debe tenerse en cuenta que para cada altura o salto existe un cierto

número de revoluciones con el que el rendimiento es máximo. También depende

de la potencia N a desarrollar, función a su vez del caudal Q de que pueda

disponer, y de la altura h del salto. Fijada la potencia y el caudal aprovechable, el

valor de la velocidad específica indica el tipo de turbina más adecuado.

Hasta el momento, las ruedas de impulso se han utilizado para alturas tan bajas

como 50 pies cuando la capacidad es pequeña, pero es más frecuente que se

utilicen para alturas mayores de 500 o 1.000 pies, pues normalmente operan con

una economía máxima si la carga es mayor que 900 pies. La altura límite para

turbinas Francis es cercana a 1.500 pies debido a la posibilidad de cavitación y a

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la dificultad para construir revestimientos con el fin de soportar altas presiones;

pero por lo general, suelen alcanzarse cargas de 900 pies con este tipo de

turbinas. Para cargas de menos de 100 pies suelen usarse turbinas de hélice.

La figura inferior ilustra los intervalos de aplicación de diversas turbinas

hidráulicas.

10000 Carga (m) 100

Potencia (kW) 102 103 104 105

Intervalos de aplicación para turbinas hidráulicas.

(Cortesía de VoithHydro, Inc.)

Eligiendo una velocidad alta de operación, y por tanto una turbina de velocidad

específica elevada, se reducirán el tamaño del rodete y el coste inicial. Sin

embargo, se produce alguna pérdida de rendimiento a velocidades específicas

altas.

Generalmente, es recomendable tener al menos dos turbinas en una instalación

para que la central pueda seguir funcionando en el caso de que una de las

turbinas esté fuera de servicio por una reparación o debido a una inspección,

aunque la cantidad de turbinas disponibles dentro de una central también afecta la

potencia establecida para las turbinas.

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La altura h está determinada principalmente por la topografía, y el flujo Q por la

hidrología de la cuenca y las características del embalse o depósito. Por otra parte

debe tenerse en cuenta que al seleccionar una turbina para una instalación dada,

se debe verificar la inmunidad contra la cavitación.

Realmente existe un gran número de alternativas, lo que a su vez dificulta la toma de la decisión final sobre cuál turbina escoger; por esta razón se han señalado los siguientes conceptos para considerarlos durante el proceso de selección:

1. La inmunidad frente a la cavitación; la siguiente figura permite determinar la altura máxima a la cual debe colocarse la turbina conociendo su velocidad específica (que de antemano permite establecer el tipo de turbina)

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Límites recomendados de velocidad específica para turbinas a distintas alturas

efectivas al nivel del mar siendo la temperatura del agua 80º F. (Según Moody)

2. Un rendimiento elevado

Rendimiento máximo de la turbina y valores típicos de fe (factor de velocidad

periférica), como funciones de la velocidad específica

Es importante tener presente que las ruedas de impulso tienen velocidades específicas bajas; mientras que las turbinas Francis tienen valores medios de Ns, y las de hélice valores altos.

En la figura inferior se muestran valores típicos de máximo rendimiento y valores de fepara los distintos tipos de turbinas. Los valores de fevarían aproximadamente de la siguiente forma:

TIPO fe

Ruedas de impulso

0.43- 0.48

Turbinas Francis

0.70 – 0.80

Turbinas de hélice

1.40 - 2.00

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3. Un tamaño no demasiado grande; conociendo la velocidad tangencial de la

turbina, se puede establecer su tamaño. Por su parte, la velocidad tangencial

se calcula de acuerdo con la siguiente ecuación:

(6.2.2)

Donde:

Donde: u1es la velocidad tangencial en un punto de la periferia del elemento

rotativo; f es el factor de velocidad-periférica para turbinas.

4. La flexibilidad en la elección se consigue mediante la variación en el número de

unidades (y por tanto la potencia al freno por unidad) y la velocidad de

operación. La posibilidad de variar la elevación del eje también aporta algo de

flexibilidad al proceso de selección.

5. Igualmente en la elección debe estudiarse además, la simplicidad de la

instalación, costos (en los que se agregarán al de la turbina, los gastos de

piezas, tuberías, camales, etc.), explotación y cuantas condiciones económicas

deban considerarse en los diferentes casos que se presenten.

En ocasiones, una rutina de gran importancia dentro del proceso de selección de

turbinas hidráulicas, es la comparación de éstas.

Para comparar dos turbinas, se refieren a un salto cuya altura es la unidad (un

metro), llamada salto típico, y cuyo caudal es la unidad (un metro cúbico por

segundo). En este estudio comparativo de turbinas hay ciertas magnitudes

referidas a ese salto típico denominadas características, constantes unitarias, de

una turbina o valores específicos; características que, comparando las turbinas,

son de suma aplicación práctica, ya que al indicar las condiciones de

funcionamiento sometidas a la acción de un mismo salto, dan muy clara y

aproximada idea del adecuado empleo en cada caso de los diferentes tipos de

turbina utilizados actualmente para anteproyectos de instalaciones hidráulicas con

estos tipos normales.

Número específico de revoluciones n1: Llamado también velocidad de

rotación característica o unitaria o número de revoluciones característico o

unitario, y es el número de revoluciones por minuto de una turbina, cuando

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la altura de salto fuese de un metro.

(6.2.3)

Donde n es el número actual de revoluciones y h es la altura del salto.

Caudal específico Q1: Conocido también en el medio como caudal

característico o unitario de la turbina, y es la cantidad de agua que pasaría

por un rodete instalado en un salto de un metro de altura.

(6.2.4)

Donde Q es el caudal actual de la turbina y h es la altura del salto donde

está instalada la misma.

Potencia específica, característica o unitaria: También llamada potencia

característica o unitaria, y es la potencia que desarrollaría la turbina

instalada en un salto de un metro de altura.

(6.2.5)

Donde N es la potencia actual de la turbina y h es la altura del salto donde está colocada.

Finalmente vale la pena mencionar otras formas alternativas para calcular el valor

de la velocidad específica, las cuales son:

Según las expresiones para el número específico de revoluciones (ecuación 6.2.3) y para la potencia específica se puede expresar el valor de la velocidad específica (ecuación 6.2.5), dado por la ecuación (6.2.1), en la forma:

( 6.2.6)

En función del número n1 específico de revoluciones y de la potencia N1 específica

o unitaria.

Además existiendo una relación constante entre el diámetro D1 del rodete y el

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caudal, se puede escribir por la ecuación 14 de la sección de turbinas semejantes:

(6.2.7)

y análogamente para el diámetro D3 del tubo de aspiración, se tiene:

( 6.2.8)

Donde K es el grado de reacción de la turbina y cuyos valores de K1 y K2,

determinados experimentalmente, están en el gráfico de la figura anterior, en

función del número ns.

Estos valores con la velocidad específica, constituyen las constantes

características de una serie de rodetes de turbinas.

Relación entre el grado de reacción para dos turbinas y la velocidad específica